CENTRO PAULA SOUZA FACULDADE DE TECNOLOGIA DE …fatecsantoandre.edu.br/arquivos/TCC/227-Mecanica/TCC484.pdf · – Relação de engrenagens ... 3.4 Cálculo de Rendimento de uma

CENTRO PAULA SOUZA

FACULDADE DE TECNOLOGIA DE SANTO ANDRÉ

Curso Superior de Tecnologia em Mecânica Automobilística

Fábio Bresciani Valverde R.A.:1131513010

ESTUDOS DA TRANSMISSÃO AUTOMÁTICA TIPO CVT

APLICADO EM UM VEÍCULO COM MOTOR DE BAIXA CILINDRADA

EQUIPADO COM TURBO COMPRESSOR

Santo André

2017

Fábio Bresciani Valverde R.A.:1131513010

ESTUDOS DA TRANSMISSÃO AUTOMÁTICA TIPO CVT

APLICADO EM UM VEÍCULO COM MOTOR DE BAIXA CILINDRADA

EQUIPADO COM TURBO COMPRESSOR

Trabalho de Conclusão de

Curso apresentado à FATEC

Santo André como requisito

parcial para obtenção do

título de tecnólogo sob

orientação do professor

Celso Aparecido João.

Santo André

2017

V215e Valverde, Fábio Bresciani

Estudos da transmissão automática tipo CVT aplicado em um veículo com motor de baixa cilindrada equipado com turbo compressor / Fábio Bresciani Valverde. - Santo André, 2017. – 54f: il. Trabalho de Conclusão de Curso – FATEC Santo André.

Curso de Tecnologia em Mecânica Automobilística, 2017. Orientador: Prof. Celso Aparecido João

1. Mecânica. 2. Transmissão automática. 3. Eficiência do motor. 4. Veículos. 5. Conforto. 6. Turbo compressor. I. Estudos da transmissão automática tipo CVT aplicado em um veículo com motor de baixa cilindrada equipado com turbo compressor.

629.2

DEDICATÓRIA

À meus pais, minha irmã, minha avó e minha namorada,

pelo incentivo e pela paciência, desprendidos durante

a realização desta importante etapa de minha vida.

AGRADECIMENTOS

Agradeço ao meu orientador Professor Celso Aparecido João e ao

professor da matéria de Trabalhos de Graduação Fernando Garup, pela atenção e

paciência desprendidos durante todo o desenvolvimento desse projeto e aos meus

pais, minha irmã e minha namorada que estiveram ao meu lado me auxiliando e

apoiando.

Agradecimentos especiais para os Professores Marco Aurélio Fróes por

disponibilizar os materiais técnicos do veículo estudado, ao Professor Dirceu Lavoisier

Graci Fernandes e ao meu amigo Lucas Joaquim Nascimento pelo auxílio no

desenvolvimento deste trabalho.

"Se vi mais longe foi por estar de pé sobre ombros de gigantes."

Isaac Newton

Resumo

O mercado automotivo atual está cada vez mais exigente. Em relação à

economia de combustível, emissões de poluentes, potência do motor e conforto,

favorecendo para a produção de veículos extremamente eficientes que agridem

menos o meio ambiente. Com essa nova diretriz surgiu os motores turbo de baixa

cilindrada, motores pequenos (de 3 ou 4 cilindros) fabricados em alumínio, de baixa

cilindrada, cuja característica principal é ser equipado com turbo compressor e um

sistema de injeção direta de combustível.

Os veículos equipados com motores Downsizing e com transmissão automática

(na grande maioria do tipo convencional com conversor de torque ou do tipo de Dupla

Embreagem), resulta em um veículo que perde um pouco de suas características de

economia de combustível, além de ser uma tecnologia muito recente no Brasil. No

caso da Transmissão de Dupla Embreagem, esse sistema ainda não dispõem de um

processo de manutenção efetivo.

A partir dessa realidade, surge a ideia deste trabalho: realizar um estudo sobre

a aplicação da Transmissão Automática do Tipo CVT, que atualmente, já é aplicado

em veículos nacionais, como o Honda FIT, Nissan March e Versa e Mitsubishi Lancer,

que apresenta a melhor eficiência energética entre as Transmissões, apresentando

os cálculos de desenvolvimento desta e os valores de eficiência do veículo com este

sistema.

Palavras chaves: Transmissão automática, Transmissão CVT, Eficiência do

motor, Conforto, Emissões de poluentes.

Abstract

The current automotive market is becoming more demanding. In relation to fuel

economy, pollutant emissions, engine power and comfort, favoring the production of

extremely efficient vehicles that lessen the environment. With this new guideline came

the turbocharged engines of small displacement, small engines (of 3 or 4 cylinders)

made of aluminum, of small displacement, whose main characteristic is to be equipped

with turbocharger and a system of direct injection of fuel.

Vehicles equipped with Downsizing engines and automatic transmission (in the

vast majority of conventional type with torque converter or Dual Clutch type), results in

a vehicle that loses some of its fuel economy characteristics, as well as being a

technology Very recent in Brazil. In the case of Dual Clutch Transmission, this system

still does not have an effective maintenance process.

From this reality, the idea of this work arises: to carry out a study on the

application of the Automatic Transmission of the Type CVT, that presents the best

energy efficiency between the Transmissions, presenting the calculations of its

development and the efficiency values of the vehicle with this system.

Keywords: Automatic transmission, CVT transmission, Engine efficiency,

Comfort, Emissions of pollutants.

Lista de Símbolos

𝐷 – Diâmetro

𝑃– Potência

𝑄 – Força lateral, fluxo de volume

𝑇 – Torque

𝑇𝑅 – Torque de fricção

𝑐𝑢 – Componente circunferencial de velocidade absoluta

𝑖 – Relação

𝑖𝐺 – Relação de engrenagens

𝑖𝑉 – Relação do variador

𝑟 – Raio

𝑢 – Relação de engrenagens, velocidade circunferencial

𝑣 – Velocidade

∆ - Intervalo, diferencial

λ – Coeficiente de performance

µ - Conversão de torque, coeficiente de fricção

ρ – Densidade

𝜔 – Velocidade angular

ZA – Número de dentes da engrenagem anelar

ZS – Número de dentes da engrenagem solar

NP – Valor da relação de marcha

𝜂 – Rendimento

𝐷1 – Diâmetro da polia motora

𝐷2 – Diâmetro da polia movida

𝐹𝑅𝑂𝐿 – Força de resistência ao rolamento

𝐹𝐺𝑅𝐴𝐷 – Força de resistência a rampa

𝐹𝐴𝐸𝑅 – Força de resistência aerodinâmica

𝐹𝐴𝐶𝐸𝐿 – Força de resistência à aceleração

𝑚 – Massa

𝑔 – Aceleração da gravidade

𝐺 – Peso

Lista de Fórmulas

1 – Equilíbrio do conversor de torque - 𝑇𝑃 + 𝑇𝑇 + 𝑇𝑅 = 0

2 – Torque usando a equação da turbina de Euler – 𝑇 = 𝑄. 𝜌. ∆. (𝑟. 𝑐𝑢)

3 – Cálculo de torção - ∆(𝑟. 𝑐𝑢) = 𝑟𝑜 . 𝑐𝑢.𝑜 − 𝑟𝑖. 𝑐𝑢.𝑖

4 – Equilíbrio de potência – ∑ 𝑃 = 𝑃𝑃 + 𝑃𝑇 + ∑ 𝑃𝑉 = 0

5 – Eficiência do conversor de torque - 𝜂𝑇𝐶 =𝑃𝑇

𝑃𝑃=

𝑇𝑇.𝜔𝑇

𝑇𝑃.𝜔𝑃= 𝜇. 𝜈,

6 – Escala linear - 𝑚 = 𝐷

𝐷𝑀

7 – Semelhança cinemática do conversor - 𝑐

𝑐𝑀=

𝑤

𝑤𝑀=

𝑢

𝑢𝑀

8 – Escala de velocidade – 𝑢

𝑢𝑀=

𝜔 𝐷

𝜔𝑀𝐷𝑀= 𝑚

𝜔

𝜔𝑀

9 – Escala de torção – 𝑚𝑡𝑤𝑖𝑠𝑡 = Δ(𝑟𝑐𝑢)

Δ(𝑟𝑐𝑢)𝑀= 𝑚2 𝜔

𝜔𝑀

10 – Relação de proporção da escala de velocidade e escala de área -

𝑚𝑄 = 𝑄

𝑄𝑀= 𝑚𝑣. 𝑚2 =

𝜔𝐷3

𝜔𝑀.𝐷𝑀3

11 – Potência do conversor – 𝑃 = 𝑇. 𝜔 = 𝑄. 𝜌. Δ(𝑟𝑐𝑢)𝜔

12 – Potência do conversor por semelhança - d 𝑃

𝑃𝑀=

𝜌.𝜔3.𝐷5

𝜌𝑀.𝜔𝑀3 .𝐷𝑀

5

13 –Torque do conversor por semelhança - 𝑇

𝑇𝑀=

𝜌.𝜔2.𝐷5


5

14 –Torque na bomba - 𝑇𝑃 = 𝜆. 𝜌. 𝜔𝑃2 . 𝐷5

15 – Deslizamento do conversor - 𝑆 = 𝜔𝑃−𝜔𝑇

𝜔𝑃= 1 −

𝜔𝑇

𝜔𝑃= 1 − 𝑣.

16 – Rendimento do conversor - 𝜂 = 𝑇𝑇.𝜔𝑇

𝑇𝑃.𝜔𝑃=

𝑇𝑇.𝜔𝑇

(𝑇𝑇+𝑇𝑓𝑟𝑖𝑐)𝜔=

𝑇𝑇

(𝑇𝑇+𝑇𝑓𝑟𝑖𝑐)(1 − 𝑆)

17 – Diâmetro do conversor - 𝐷1 = √𝑇𝑛

𝜆 𝜌 𝜔𝑛2

5 𝐷2 = √

𝑇𝑚𝑎𝑥

𝜆 𝜌 𝜔𝑇,𝑚𝑎𝑥2

5 , 𝐷1 < 𝐷2

18 – Fator K - 𝑘(𝑣) = 𝑇𝑃𝑉

𝑛𝑃𝑉2

19 –Torque na bomba - 𝑇𝑃 = 𝑘(𝑣)𝑛𝑝2

20 – Relação de marchas, em um conjunto planetário 𝑖 = 1

𝑁𝑝=

𝑍𝐴

𝑍𝑆+1

1

21 – Potência útil na árvore - 𝑃𝑈 = 𝑃𝑀𝑂𝑇𝑂𝑅 . 𝜂𝑒 . 𝜂𝑚(𝑅)2

22 – Potência dissipada na árvore - 𝑃𝐷 = 𝑃𝑀𝑂𝑇𝑂𝑅 − 𝑃𝑈

23 – Rotação na árvore - 𝑛 = 𝑛𝑀𝑂𝑇𝑂𝑅.𝑧1

𝑍2

24 – Torque na árvore - 𝑀𝑡 = 30.𝑃𝑈

𝜋.𝑛

25 – Potência útil do sistema - 𝑃𝐷𝑠𝑖𝑠𝑡𝑒𝑚𝑎 = 𝑃𝑀𝑂𝑇𝑂𝑅 − 𝑃𝑠𝑎í𝑑𝑎

26 – Rendimento da transmissão - 𝜂 = 𝑃𝑆𝐴Í𝐷𝐴

𝑃𝐸𝑁𝑇𝑅𝐴𝐷𝐴

27 – Relação de rotação - 𝑖 = 𝑛1

𝑛2= 𝑖𝑉 . 𝑖𝐺

28 – Relação de rotação- 𝑖𝑉 = 𝑆2

𝑆1

29 – Relação de rotação - 𝐼 = 𝐷2

𝐷1

30 – Comprimento da correia - 𝑙 = 2. 𝐼 + 1,57. (𝐷1 + 𝐷2) +(𝐷2−𝐷1)2

4.𝐼

31 – Força trativa efetiva -

𝐹𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑣𝑎 = 𝑓𝑟 ∗ 𝑚 ∗ 𝑔 ∗ 𝑐𝑜𝑠𝛼 + 𝑚𝑣𝑒ℎ ∗ 𝑔 ∗ 𝑠𝑖𝑛𝛼 +1

2∗ 𝜌𝐴𝑅 ∗ 𝐴 ∗ 𝑣2 + 𝜆 ∗ 𝑚𝑣𝑒ℎ ∗ 𝛼

32 – Força trativa efetiva simplificada - 𝐹𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑣𝑎 = 𝐹𝑅𝑜𝑙 + 𝐹𝐺𝑅𝐴𝐷 + 𝐹𝐴𝐸𝑅 + 𝐹𝐴𝐶𝐸𝐿

33 – Força trativa real - 𝐹𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑣𝑎_𝑟𝑒𝑎𝑙 = 𝑇𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟

𝑟𝑑𝑖𝑛∗ 𝑖𝑑𝑖𝑓 ∗ 𝑖𝑚𝑎𝑟𝑐ℎ𝑎 ∗ 𝜂

34 – Força de resistência a rampa - 𝐹𝑟𝑎𝑚 = 𝑚𝑣𝑒í𝑐𝑢𝑙𝑜 ∗ 𝑔 ∗ 𝑠𝑒𝑛𝛼

35 – Força de resistência a rampa - 𝐹𝑟𝑎𝑚 = 𝐺 ∗ 𝑠𝑒𝑛𝛼

36 – Inclinação da pista - 𝑖𝑛𝑐𝑙𝑖𝑛𝑎çã𝑜 [%] = 𝑡𝑎𝑛𝛼 ∗ 100

37 – Relação de rotação - 𝐼𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 = 𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑒 𝑆𝑎í𝑑𝑎

𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑒 𝐸𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎

38 – Relação de torque - 𝐼𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 = 𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑒 𝑆𝑎í𝑑𝑎

𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑒 𝐸𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎

39 – Eficiência do conversor –

𝐸𝑓𝑖𝑐𝑖ê𝑛𝑐𝑖𝑎 = 𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑒 𝑆𝑎í𝑑𝑎 𝑥 𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑒 𝑆𝑎í𝑑𝑎

𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑒 𝐸𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 𝑥 𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑒 𝐸𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎= 𝐼𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑥 𝐼𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒

40 – Fator K - 𝐾 = 𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑎 𝐵𝑜𝑚𝑏𝑎

𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑎 𝐵𝑜𝑚𝑏𝑎0,5

41 – Fator Ke - 𝐾𝑒 =𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑜 𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟

√𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑜 𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟=

𝑛𝑒

√𝑇𝑒

42 - Força trativa real com conversor de torque -

𝐹𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑣𝑎_𝑟𝑒𝑎𝑙 = 𝑇𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟∗ 𝐼𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒

𝑟𝑑𝑖𝑛∗ 𝑖𝑟𝑜𝑡𝑎çã𝑜 ∗ 𝑖𝑑𝑖𝑓 ∗ 𝑖𝑚𝑎𝑟𝑐ℎ𝑎 ∗ 𝜂

43 – Consumo de combustível - 𝐶 = 𝑉 𝑥 [1+𝛼 𝑥 (20−𝑇)]

𝐷 𝑥 100

Sumário

1. INTRODUÇÃO...............................................................................................16

1.1 Introdução Teórica.........................................................................16

1.2 Motivação.......................................................................................16

1.3 Objetivo..........................................................................................17

2 HISTÓRICO....................................................................................................18

2.1 Histórico da Transmissão Automática no Brasil.............................19

2.2 Linha do Tempo da Transmissão Automática no Brasil.................19

3 FUNCIONAMENTO DOS SISTEMAS DE TRANSMISSÃO AUTOMÁTICA

......................................................................................................................25

3.1 Princípio Básico de Funcionamento das Transmissões Totalmente

Automáticas..................................................................................25

3.1.1 Transmissão Automática Convencional.................26

3.2 Embreagens Hidrodinâmicas e Conversores de Torque.............35

3.2.1 Princípio de Funcionamento...................................36

3.2.2 Embreagens hidrodinâmicas e suas curvas

características.........................................................40

3.2.3 Conversor de torque e suas curvas

características.........................................................42

3.2.4 O Conversor Trilok..................................................44

3.2.5 Conversor de torque e motor trabalhando juntos...45

3.2.6 Diagrama de teste do conversor de torque, interação do

motor e conversor trilok..........................................50

3.2.7 Concepção Prática de Conversor de Torque.........53

3.2.8 Projetos de Engenharia..........................................53

3.3 Cálculo de Relação de Marchas de uma Transmissão Automática

Convencional...............................................................................56

3.4 Cálculo de Rendimento de uma Transmissão.............................62

3.5 Transmissões de veículos de Passeio Continuamente

Variáveis......................................................................................64

3.5.1 Transmissão Jatco Nissan.....................................69

3.5.2 Transmissão Multitronic Audi.................................72

4 COMPARAÇÕES DOS SISTEMAS DE TRANSMISSÃO

AUTOMÁTICA..............................................................................................74

4.1 Transmissão Automática Convencional.......................................74

4.2 Transmissão de Dupla Embreagem.............................................76

4.3 Transmissão CVT.........................................................................77

5 DESENVOLVIMENTO DO PROJETO.........................................................79

5.1 Dados Iniciais...............................................................................79

5.1.1 Motor.......................................................................79

5.1.2 Transmissão...........................................................82

5.2 Programação da Transmissão CVT.............................................83

5.3 Dimensionamento das Polias e Correia.......................................85

5.4 Força Trativa................................................................................86

5.5 Resistência a Rampa...................................................................90

5.6 Conversor de Torque...................................................................94

5.7 Consumo de Combustível............................................................98

5.7.1 Mensurando o Consumo de Combustível..............99

5.7.1.1 Cálculo de Consumo de Combustível de

Acordo com Norma Regulamentadora...99

5.7.1.2 Cálculo de Consumo de Combustível

a Partir dos Dados do Veículo................101

6 CONCLUSÃO..............................................................................................103

7 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS.............................................................105

8 REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS DA ILUSTRAÇÕES..............................108

16

1. Introdução

1.1 Introdução Teórica

Com o lançamento dos veículos compactos, em 2013, com motores de baixa

cilindrada e um completo pacote de opcionais, o consumidor brasileiro tornou-se mais

exigente, procurando veículos confortáveis, econômicos, eficientes que não emitisse

uma grande quantidade de poluentes.

Esta nova realidade fez com que as montadoras desenvolvessem projetos e

adaptações para que estes veículos compactos comportassem uma transmissão

automática ou automatizada com um grande escalonamento de marchas.

Esses projetos envolvendo motores de baixa cilindrada com uma transmissão

automática acarretaram em um alto nível de manutenção após alguns anos rodando

nas cidades e nas estradas, devido ao esforço excessivo sofrido pelo motor e pela

transmissão em retomadas ou na condição máxima de aceleração, resultando na

substituição de toda a transmissão automática, devido ao alto custo envolvendo os

reparos dessas transmissões.

Os defeitos da transmissão automatizada envolvem o sistema de eltro-

hidráulico que realiza a troca de marchas, devido à alta sensibilidade ao sistema

elétrico do veículo e a pressão de óleo que este sistema utiliza.

Enxergando este cenário, as montadoras asiáticas como a Honda e a Nissan

adotaram a transmissão continuamente variável (CVT) em seus veículos com motores

de baixa cilindrada, consequentemente desenvolvendo uma linha de veículos

econômicos, eficientes e com baixíssimo nível de manutenção, graças a sua

característica de fazer com que o motor trabalhe na faixa de rotação ideal (torque

máximo).

1.2 Motivação

O alto nível de exigência do consumidor com veículos compactos eficientes,

confortáveis, com baixo nível de emissões de poluentes e os recentes lançamentos

de veículos com motores, popularmente conhecidos como “Downsizing” (motores de

alumínio, de baixa cilindrada, com versões equipadas com turbo compressor) foram

os propulsores do desenvolvimento desse trabalho.

17

1.3 Objetivo

Este trabalho tem como objetivo apresentar o funcionamento, as vantagens e

desvantagens da transmissão CVT e principalmente, realizar um estudo da aplicação

desta transmissão no veículo Volkswagen Up TSI, apresentando os resultados em

forma de gráfico e simulação numérica, contribuindo para a melhor performance e

qualidade dos veículos fabricados para um público com grau de exigência maior.

18

2. Histórico

2.1 Histórico da Transmissão Automática no Brasil

O primeiro veículo nacional a ser equipado com transmissão automática foi o

Ford LTD 1969 (figura 1), o modelo mais luxuoso e requintado da linha Galaxie. Era

uma transmissão nomeada de Ford-O-Matic, que consistia numa caixa de transmissão

modelo C-4 de 3 marchas mais a ré fabricada pela Borg Warner.

Em 1979, a Chrysler lança o Dodge Polara Automático (figura 2), o primeiro

veículo de pequeno porte nacional equipado com uma transmissão automática de

quatro marchas mais a ré.

Após a Ford, outros fabricantes que tinham sede no Brasil adotaram esse tipo

de transmissão em seus modelos mais luxuosos, a GM (Opala, Caravan, Monza), a

Chrysler (Charger, LeBaron, Magnum) e a Volkswagen (Santana).

Este tipo de sistema era exclusivo apenas para os veículos tops de linha.

Segundo Fornari (2015), em uma pesquisa realizada pela Jato Dynamics, em 2005,

somente 5,5% das vendas no Brasil eram de veículos automáticos ou automatizados.

Já a pesquisa realizada, em 2010 pela Automatic & Automated no Brasil, as vendas

de veículos com transmissão “não-manual” representavam 19% e atualmente

representa aproximadamente ¼ dos veículos vendidos.

Este crescimento na venda de sistemas automáticos ou automatizados é

devido a maior oferta de veículos de entrada equipados com este tipo de sistema, ao

aumento da intensidade do trafego urbano e a melhoria nas condições financeiras do

país.

Neste período as montadoras começaram a oferecer transmissões mais

tecnológicas. A GM lançou em 2008, a família de câmbios automáticos de 6

velocidades e a transmissão automatizada, batizada de EasyTronic, na qual equipou

a Meriva 1.8 e o Agile 1.4. Atualmente as transmissões automatizadas estão

disponíveis nos veículos da VW (câmbio I-Motion, apenas nos de entrada) e Fiat

(câmbio Dualogic, todos os veículos).

19

Em 2012 a Ford e a VW começaram a disponibilizar as transmissões de Dupla

Embreagem, um sistema automatizado mais eficiente no tempo de seleção e troca de

marchas.

Fabricantes como a Honda e a Nissan adotaram a transmissão CVT, com o

intuito de aperfeiçoar o consumo de combustível e o conforto do veículo.

Algumas linhas de veículo tem a transmissão automática como um item de

série, não possuindo a transmissão manual nem como opcional, pois estes veículos

estão voltados a um público que exige o máximo de conforto e tecnologia ao dirigir.

2.2 Linha do Tempo da Transmissão Automática no Brasil

1969 – É lançado o Ford LTD com transmissão Automática “Ford-O-Matic”.

Figura 1 – Ford LTD 1969 Automático.

Fonte: https://br.pinterest.com/pin/297448750358890955/

1971 – Surge, como opcional, o câmbio automático para o Dodge Dart.

Figura 2 – Dodge Dart 1971.

Fonte: http://www.pastorecarcollection.com.br/veiculo/dart-de-luxo-5

20

1975 – Lançamento do Chevrolet Opala Comodoro Automático.

Figura 3 – Chevrolet Opala Comodoro 1976.

Fonte: http://www.opalasp.com.br/waUpload/opala-azul-como00104072014125417.jpg

1979 – A Chrysler lança o Dodge Polara Automático, o primeiro compacto nacional

com transmissão automática.

Figura 4 – Propaganda do lançamento do Polara Automático.

Fonte: http://www.carvelho.com.br/loja/images/12660%20-%2029x41-.jpg

21

1984 – Os recém lançados Chevrolet Monza e Volkswagen Santana CD apresentam,

opcionalmente, a transmissão automática.

Figura 5 – Chevrolet Monza 1984.

Fonte: http://carplace.uol.com.br/wp-content/uploads/2013/04/Monza-4-portas.jpg

Figura 6 – Volkswagen Santana 1984.

Fonte: http://www.vwbr.com.br/ImprensaVW/image.axd?picture=images/aa1f210c-fa0b-4c0d-95cc-

a853890b93ff/imagem610.jpg

1992 – A GM apresenta o substituto do Opala, o Omega CD com transmissão

Automática.

Figura 7 – Chevrolet Omega CD 1992 Automático.

Fonte: http://bestcars.uol.com.br/carros/gm/antigos/omega-cd-93-3.jpg

22

1993 – Lançamento do Chevrolte Vectra CD, com câmbio automático de 4 marchas.

Essa transmissão equipou também o Astra e a Zafira, sofrendo poucas modificações.

Figura 8 – Chevrolet Vectra 1993.

Fonte: http://cro.i.uol.com.br/album/vectra_f_001.jpg

1994 – A Toyota inicia a importação do Corolla Automático.

Figura 9 – Toyota Corolla 1994.

Fonte: http://momentcar.com/images/toyota-corolla-1994-3.jpg

23

2003 – A Honda lança o FIT com transmissão CVT.

Figura 10 – Honda FIT 1.5 com transmissão CVT.

(Fonte:

http://images.tcdn.com.br/img/img_prod/404475/capo_honda_fit_2003_2004_2005_2006_2007_2008

_5140_3_20150713154541.jpg

2008 – Surge no mercado nacional a linha de transmissão automática de 6

velocidades. Lançamento dos câmbios automatizados para veículos populares:

EasyTronic (GM), I-Motion (Volkswagen) e Dualogic (Fiat).

Figura 11 – Emblemas das transmissões automatizadas EasyTronic, I-Motion e Dualogic.

Fonte: Autor.

24

2012 – Lançamento da transmissão de dupla embreagem para veículos premium,

DSG da Volkswagen e Power-Shift da Ford.

Figura 12 – Volkswagen Golf DSG e Ford Focus Power-Shift, ambos sistemas de dupla embreagem.

Fonte: Autor.

2016 – A Nissan apresenta o March, Versa, Livina e Sentra com transmissão CVT.

Figura 13 – Novo Nissan Marcha com transmissão CVT XTronic.

Fonte:

http://s2.glbimg.com/Es0hIUGwLGsYm2DHvwvUeGIKqPc=/620x400/e.glbimg.com/og/ed/f/original/20

16/06/10/nissan-march-cvt-3.jpg

25

3. Funcionamento dos Sistemas de Transmissão Automática

3.1 Princípio Básico de Funcionamento dasTransmissões Totalmente

Automáticas

Segundo Lechner e Naunheimer (1999), a expressão "transmissão totalmente

automática" é aplicada a transmissões de engrenagens nas quais as funções de

deslocamento/engate de acionamento e mudança de marcha são executadas

automaticamente de acordo com programas fixos ou adaptativos.

As transmissões totalmente automáticas têm algumas vantagens comparadas

à transmissão manual convencional, tais como:

Redução do stress do condutor e, consequentemente, melhoria da segurança

rodoviária e conforto de condução;

Troca de marchas mais rápida e eficiente, quando comparada a troca de

marchas realizada por uma transmissão manual;

Melhor a aproveitamento do torque do motor em situações de trocas de

marchas e partidas em aclives.

Engate de marchas sem qualquer interrupção de potência é preferível em

veículos de passeio para melhorar o conforto dos passageiros.

26

Figura 14 - Vista em Corte da Caixa Automática 7G-Tronic da Mercedes Benz com Sete

Marchas e Bloqueio do Conversor de Torque para Economia de Combustível.

Fonte: http://blogdomoquenco.blogspot.com.br/2012/04/autoplay-tudo-o-que-voce-queria-

saber_23.html

3.1.1 Transmissão Automática Convencional

De acordo com Lechner (1999), a transmissão totalmente automática de

veículos de passeios, é formada por um conversor de torque com uma caixa de

engrenagens planetárias que possibilita a seleção de marchas sem interrupção de

torque, sendo o fluxo de potência ativo em uma engrenagem particular definida dentro

dos conjuntos de engrenagens planetários pela ação de embreagens e freios.

O conjunto de engrenagens planetárias Simpson tem vantagens de fabricação,

porque tem o mesmo número de engrenagens em todos conjuntos planetários da

transmissão. O tipo mais comumente usado em transmissões automáticas é o

Conjunto Planetário Ravigneaux. Isto torna possível alcançar até quatro engrenagens

pra frente utilizáveis e uma marcha ré.

27

Figura 15 - Diagrama de Caixa de Velocidades de um Conjunto de Engrenagens Planetário Simpson.

C: Embreagem; B: Freio; F: Roda livre; X: Elemento Envolvido no Fluxo de Potência.

Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive Transmissions – Fundamental, Selection,

Design and Application. Editora Springer, 1999.

O Conjunto Ravigneaux é constituído de um sistema de engrenagens

planetárias com conjuntos duplos de engrenagens solar e planetária. Sua construção

permite formar 4 diferentes relações de marchas.

As duas engrenagens solares estão localizadas centralmente e separadas

longitudinalmente ao longo de um eixo de rotação comum. A menor dessas

engrenagens engata um conjunto de engrenagens planetárias internas, que por sua

vez engata um conjunto de engrenagens planetárias externas. O conjunto de

engrenagens planetárias externas, cujo comprimento abrange a distância entre as

duas engrenagens solares, engata tanto a engrenagem solar maior quanto a

engrenagem anelar.

Um porta planetário mantém os conjuntos de engrenagens planetárias no lugar

em diferentes raios. O porta planetário, que se conecta rigidamente a um eixo de

transmissão, pode girar como uma unidade em relação às engrenagens solar e

anelar.

Em uma transmissão automática, o conversor realiza parte da mudança na

relação de transmissão, dessa forma o escalonamento das marcha de uma

transmissão automatica pode ser menor, reduzindo o número de marchas, diferente

da realidade da construção de uma transmissão manual.

Algumas das transmissões automáticas de 5 velocidades, que estão se

tornando cada vez mais populares, usam um conjunto de engrenagens planetário

adicional. A maior parte do espaço ocupado pelas transmissões automáticas é

Engrenagem1°

Marcha

2°

Marcha

3°

Marcha

Marcha

a Ré

B1 x

B2 (x) x

C1 x x x

C2 x x

F (Roda Livre) x

28

ocupada pelas embreagens de multiplacas e freios necessários para travar um dos

elementos do planetário.

Figura 16 - Engrenagem Planetária Ravigneaux. 1: Anel de Engrenagem Comum; 2:

Engrenagem Planetária Estreita; 3: Engrenagem Planetária Larga; 4: Engrenagem Solar Grande; 5:

Engrenagem Solar Pequena.



Lechner explica que existem dois tipos diferentes de freios como standart, o

freio de cinto e o freio multi-disco. No freio de cinto, uma correia metálica corre uma

ou duas vezes em torno de um tambor de freio, e freia o tambor apertando a correia.

Este processo de frenagem não é fácil de controlar, uma vez que a ação de frenagem

é muito rápida devido ao princípio físico envolvido. Em vista da exigência crescente

para a mudança fácil de marchas, o freio multi-disco está se tornando cada vez mais

comum. Embora isso leve mais espaço do que o freio de cinto, a ação de mudança é

melhorada por causa do processo de frenagem finamente controlado. O freio multi-

disco é baseado nos mesmos componentes da embreagem multi-disco, que serve

para ligar as partes móveis da transmissão em conjunto.

As embreagens e freios discutidos acima para deslocar os vários passos de

engrenagem são controlados por fluido hidráulico. Este fluido é fornecido sob pressão

por uma bomba primária (acionada pelo motor). A potência absorvida pela bomba não

está mais disponível para propulsionar veículo, e assim a eficiência é comparável a

do conversor de torque. A figura abaixo apresenta uma visão geral das perdas na

29

transmissão automática dada pelo diagrama de bloco altamente simplificado de uma

transmissão automática convencional.

Figura 17 - Diagrama de Blocos e Perdas de Potência numa Transmissão Automática

(convencional).



O funcionamento da transmissão automática de 4 velocidades é apresentado ,

em detalhes, com base na transmissão automática ZF 4 HP 14. Esta transmissão

destina-se a ser utilizada em veículos de passageiros. Os componentes dedicados ao

acionamento final não são mostrados, uma vez que não têm qualquer efeito sobre o

princípio de funcionamento do mecanismo automático. Os componentes envolvidos

no passo de engrenagem particular são mostrados por linhas mais escuras.

A transmissão automática de quatro velocidades ZF 4 HP 14 consiste num

conversor de torque com amortecedor de torção integral T. Para melhorar a eficiência,

a transmissão não tem embreagem de bloqueio do conversor de torque, mas funciona

com divisão de potência. Há também uma bomba de óleo conectada ao eixo da bomba

do conversor (não mostrado no diagrama) para fornecer o óleo pressurizado

necessário para deslocar as engrenagens. A transmissão cinemática real é um jogo

de Ravigneaux de 4 velocidades. As embreagens são de multiplacas deslocadas pela

pressão do óleo.

30

Figura 18 - Diagrama da Caixa de Velocidades: Transmissão Automática de 4 Velocidades

(ZF); TC: Conversor Trilok; P: Bomba; T: Turbina; R: Reator; TD: Amortecedor de Torsão; F: Rodas

Livres; B: Freios; C: Embreagens

(Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive Transmissions – Fundamental, Selection,

Design and Application. Editora Springer, 1999.)

Os freios são de ambos os projetos, freios multi-disco B1 e B3 e freio de correia

B2. Os forros de embreagem e as pastilhas de freio e as transmissões automáticas

têm uma vida de serviço extremamente longa se corretamente utilizadas.

Na primeira marcha, as aranhas de ambas as engrenagens planetárias são

retidos pelo roda livre F2, através do qual o conjunto planetário funciona como um

conjunto de engrenagens com eixos fixos. A potência de entrada flui através do

conversor e da embreagem acoplada C3 para a grande engrenagem solar do conjunto

Ranigneaux e volta para fora do conjunto de engrenagens planetário através da

engrenagem de anel para a saída. A relação efetiva é i = 2,41.

Na segunda marcha, a pequena engrenagem solar assenta contra o

alojamento da caixa de velocidades por meio da roda livre F1 e do freio B1. A energia

flui através do conversor e a embreagem acoplada C3 para a grande engrenagem

solar, como na primeira engrenagem. Agora a barra do planetário gira, e o planetário

funciona como uma engrenagem planetária reduzida acoplada. A potência flui de novo

através da engrenagem de anel para a saída, e a relação efetiva é i = 1.37.

Segundo Lechner (1999), a terceira engrenagem é a mais interessante do

ponto de vista de seu funcionamento. As funções de transmissão com a divisão de

potência, isto é, uma parte da potência de acionamento flui através do amortecedor

de torção T e da embreagem acoplada C2 para o conjunto de engrenagens planetário

31

que funciona como um acionamento diferencial. A segunda divisão de potência flui do

conversor através da embreagem C3 para a grande engrenagem planetária do

conjunto de engrenagens planetário. Ambos os ramos de potência, ou rotação, "se

sobrepõem" no conjunto de engrenagem planetária, e são alimentados para a saída

na engrenagem de anel. Este estado de funcionamento da divisão de potência não

deve ser confundido com o de uma embreagem de bloqueio do conversor de torque

fechado. Na embreagem de bloqueio do conversor de torque, o impulsor P e a roda

de turbina T do conversor estão ligados entre si, bloqueando o conversor. A relação

de transmissão na terceira engrenagem depende de um pequeno grau de

deslizamento do conversor e, portanto, não é constante. A relação na terceira marcha

varia entre i = 1,0 e 1,09.

Na 4ª marcha o conversor funciona sem carga e a transmissão de potência

para o conjunto planetário é puramente mecânica através do amortecedor de torção

TD e da embreagem C2. O conjunto de Ravigneaux funciona como uma engrenagem

planetária simples conduzida através de sua aranha, e cuja engrenagem solar é

suportada na carcaça através do freio B2. A saída é através da engrenagem de anel.

A razão na 4ª marcha é i = 0,74, constituindo uma sobremarcha.

Na marcha ré, o conjunto de Ravigneaux funciona novamente como uma

simples engrenagem planetária que inverte o sentido de rotação. A energia flui através

do conversor e da embreagem C1 para a engrenagem solar pequena. A aranha é

apoiada contra o alojamento através do freio B3. A saída é através da engrenagem

de anel. A relação de marcha-ré é i = -2,83.

Um exemplo adicional é a transmissão automática 5 HP 18 de cinco marchas.

Em contraste com o 4 HP 14, esta transmissão não tem poder dividido. O conversor

pode ser removido do fluxo de potência por meio de uma embreagem de bloqueio do

conversor de torque CC. O fato de a embreagem de bloqueio do conversor de torque

nunca ser mostrado como engatado no ZF 5 HP 18 não indica que isto nunca é uma

função, mas sim que pode ser acoplado opcionalmente em cada intervalo.

32

Figura 19 - Transmissão Automática de 4 Velocidades (ZF); Fluxo de Potência nas

Engrenagens.



Um componente importante, se não o mais importante, em uma transmissão

automática é a unidade de controle. É responsável pela ativação dos freios e da

embreagem nas transmissões. Seu controle tem uma influência direta na "qualidade

de mudança" da transmissão que é percebida pelo motorista.

33

Figura 20 - Diagrama da Caixa de Velocidades e Fluxo de Potência de uma Transmissão

Automática de 5 Marchas (ZF).



Em princípio, podem distinguir-se dois tipos de controle:

Unidades de comando hidráulica

Unidades de controle eletro-hidráulico

Em unidades de comando hidráulica, a informação de entrada a processar é

convertida de forma puramente mecânica em pressões de óleo proporcionais que

ativam os elementos de mudança através dos servos hidrostáticos (em princípio de

pistões sob pressão). Todo o algoritmo de controle é incorporado na concepção da

unidade de controle hidráulico. Este era o projeto usado nas primeiras transmissões

automáticas. Ele agora atingiu um estágio muito avançado de desenvolvimento, e

normalmente funciona sem falha durante toda a vida da transmissão. Dois fatores

levaram ao desenvolvimento de controles eletrônicos de transmissão: as

desvantagens dos sistemas hidráulicos (como o algoritmo rígido de controle, embutido

como está no hardware, e o fato de que eles não podem se adaptar a qualquer

desgaste mecânico) e o desenvolvimento sistemas eletronicamente gerenciados. Os

sistemas eletrônicos podem adaptar-se mais facilmente a vários motores ou

condicionantes de funcionamento diferencial (programas de mudança de marchas

adaptativos), e podem contribuir para a gestão do motor (redução de carga ao mudar

34

de marcha). Eles também têm a vantagem de processar todas as informações

disponíveis, através do controle do processo de mudança, tendo em conta o veículo

como um sistema completo. Os elementos de mudança ainda são ativados

hidraulicamente mesmo com unidades de controle eletrônico.

O perfil de deslocamento de uma transmissão automática é mostrado em forma

simplificada na Figura 21. Os pontos de mudança dependem principalmente da

velocidade do veículo e da carga no motor. A posição e a forma da curva característica

de deslocamento também são adaptadas às condições atuais de condução em

controles modernos, avaliando outros parâmetros tais como a aceleração lateral e

longitudinal, ou taxa de mudança da posição do acelerador. O condutor pode

influenciar as características de deslocamento, e as seleções de uma economia ou

estilo de condução de desempenho.

Figura 21 - Perfil Qualitativo das Curvas Características de Deslocamento de uma

Transmissão Automática.



A histerese resultante das duas curvas características de deslocamento

diferentes para deslocar para cima e para baixo entre duas engrenagens é necessária

para evitar deslocamentos constantes para trás e para a frente num ponto de

funcionamento.

35

3.2 Embreagens Hidrodinâmicas e Conversores de Torque

Segundo Lechner (1999), os motores de combustão interna têm uma

velocidade mínima de rotação. Para deslocar o veículo da inércia, a diferença de

velocidade entre a rotação mais baixa do motor e o eixo de entrada da transmissão

tem que ser superada. O conversor de torque é o mecanismo de deslocamento padrão

em transmissões automáticas. Converte não somente a velocidade de rotação (como

uma embreagem), mas velocidade e torque (como uma transmissão). A embreagem

hidrodinâmica e o retardador hidrodinâmico são conversores "reduzidos", regidos pela

mesma teoria.

Em contraste com transmissões hidrostáticas, que operam sobre o princípio de

deslocamento e transmissão de pressão, as transmissões hidrodinâmicas utilizam a

inércia de um fluxo de fluido. Os componentes individuais de uma tal transmissão são

dispositivos de fluxo formando um circuito de fluxo de fluido fechado. Uma bomba

rotativa executa a função de bombeamento do fluido, e a turbina a de motor primário.

A energia mecânica aplicada através do eixo de acionamento é convertida na bomba

em energia hidráulica do fluido e, em seguida, volta para a energia mecânica na

turbina, que está disponível (menos perdas decorrentes) no eixo de saída. Perdas de

atrito nas tubulações e perdas de saída a tornam eficiente, com um coeficiente de

perdas muito baixo. O desenvolvimento crucial foi a ideia do engenheiro HERMAAN

FöTTINGER, que evitou em as perdas de fluxo de fluido ao combinar o impulsor, a

roda da turbina e um reator para absorver o torque de reação em um único

compartimento. Isso também reduziu a seu peso e tamanho.

Figura 22 - Diagrama da Transmissão de Energia Hidrodinâmica.



36

As vantagens da transmissão hidrodinâmica são as seguintes:

O Mudança continuamente variável de proporção dependente da carga:

Adaptação da relação à carga no eixo de saída.

Praticamente sem desgastes: Sem abrasão.

Conexão elástica entre o motor e o trem de força: A vibração e as cargas de

choque de torque são amortecidas, uma vez que a entrada e a saída não estão

positivamente acopladas.

Efeito de reação pode ser eliminado: Não há interrupção da atividade do motor.

Mas eles têm as seguintes desvantagens:

Baixa eficiência em relação a amplas gamas de operação: Requer uma caixa

de câmbio montada logo após o conversor.

Complexidade da caixa de velocidades montada na logo após o conversor: A

caixa de velocidades deve poder ser deslocada (transmissão automática

convencional, CVT) ou ter uma embreagem adicional.

3.2.1 Princípios de Funcionamento

Uma embreagem hidrodinâmica com os dois componentes principais impulsor

e roda de turbina não permite conversão de torque, uma vez que nenhum torque pode

atuar contra o alojamento. Um conversor de torque deve assim ter além disso pelo

menos um reator para proporcionar forças de reação.

De acordo com Lechner (1999), o sistema utiliza ATF (Automatic Transmission

Fluid). O fluido flui através da bomba, depois da turbina e, em seguida, do reator,

seguindo o contorno da lâmina em particular, assumindo que as pás estão tão juntas

quanto necessário. A figura 24 mostra as velocidades de entrada e saída das pás. A

operação do conversor de torque é mostrada no ponto ótimo M, isto é, o fluido não

sofre perdas de impacto neste modo de funcionamento, uma vez que encontra sempre

as pás tangencialmente.

37

Da equação 1 aplica-se o seguinte equilíbrio de torque para o conversor de torque

como um todo

𝑇𝑃 + 𝑇𝑇 + 𝑇𝑅 = 0 (1)

Figura 23 –A) Componentes de um Conversor de Torque: 1 – Impulsor; 2 – Turbina; 3 – Reator; 4 -

Reator de Proteção de Eixo Oco na Caixa; 5 - Habitação, fixa; 6 - Eixo Oco do Impulsor para

Transmissão da Bomba de Fluidos; 7 - Capa do Conversor, ligada ao impulsor; 8 - Roda Livre do

Reator; 9 - Eixo da Turbina (entrada de transmissão)

B) Padrão de Fluxo



38

Figura 24 - Ciclo de Fluxo no Conversor com Velocidades de Fluxo para Fluxo Suave.



Os valores de torque individuais podem ser determinados usando a equação

da turbina de EULER

𝑇 = 𝑄. 𝜌. ∆. (𝑟. 𝑐𝑢) (2)

Dependem, portanto, do fluxo de calor Q, da densidade do fluido ρ e da

diferença de torção ∆ ( r 𝑐𝑢 ) entre a entrada e a saída da pá. A torção é o produto do

raio r e da componente circunferencial 𝑐𝑢 da velocidade absoluta c

∆(𝑟. 𝑐𝑢) = 𝑟𝑜 . 𝑐𝑢.𝑜 − 𝑟𝑖. 𝑐𝑢.𝑖 (3)

Uma vez que é um sistema fechado no qual o fluxo de fluido passa através de

todas as rodas em sequência, e existe assim o mesmo fluxo de massa em todos os

lugares, o balanço de torção Σ ∆(𝑟 𝑐𝑢) = 0 resulta no equilíbrio do torque. Se a

potência de uma roda 𝑃 = 𝑇 𝜔, dado que o reator permanece fixo, que o equilíbrio de

potência é

∑ 𝑃 = 𝑃𝑃 + 𝑃𝑇 + ∑ 𝑃𝑉 = 0 (4)

As perdas de potência 𝑃𝑣 são constituídas por fricção e perdas de impacto, fuga

de espaço e vazamento. A eficiência 𝜂𝑇𝐶 de um conversor de torque é

𝜂𝑇𝐶 =𝑃𝑇

𝑃𝑃=

𝑇𝑇.𝜔𝑇

𝑇𝑃.𝜔𝑃= 𝜇. 𝜈, (5)

39

Usando a razão de torque 𝜇 =𝑇𝑇

𝑇𝑝 e a relação de velocidade v =

𝜔𝑇

𝜔𝑝

Os conversores de torque são projetados de acordo com leis de modelo

hidráulicas usando valores característicos derivados por experiência. As seguintes

duas condições prévias devem ser preenchidas para os modelos a considerar:

Semelhança geométrica

A mesma escala linear m para todas as peças relevantes para o projeto

hidráulico, neste caso dada como a relação do diâmetro do perfil do conversor, 𝐷𝑚,

àquela do original, D

𝑚 = 𝐷

𝐷𝑀 (6)

Semelhança cinemática

As velocidades correspondentes do original e do modelo devem estar na

mesma proporção, isto é, os triângulos de velocidade devem ser semelhantes.

Usando as designações na Figura 24, o seguinte é verdadeiro

𝑐

𝑐𝑀=

𝑤

𝑤𝑀=

𝑢

𝑢𝑀 (7)

Substituindo a velocidade circunferencial 𝑢 =𝜔.𝐷

2 , a escala de velocidade 𝑚𝑣 é dada

por

𝑢

𝑢𝑀=

𝜔 𝐷

𝜔𝑀𝐷𝑀= 𝑚

𝜔

𝜔𝑀 (8)

Da equação 8, a escala da torção 𝑚𝑡𝑜𝑟çã𝑜 é

𝑚𝑡𝑤𝑖𝑠𝑡 = Δ(𝑟𝑐𝑢)

Δ(𝑟𝑐𝑢)𝑀= 𝑚2 𝜔

𝜔𝑀 (9)

O fluxo de calor Q é igual ao produto da velocidade e área de acordo com a

equação de continuidade, é proporcional ao produto da escala de velocidade 𝑚𝑣

(Equação 8) e da escala de área 𝑚2 (Equação 6)

𝑚𝑄 = 𝑄

𝑄𝑀= 𝑚𝑣. 𝑚2 =

𝜔𝐷3

𝜔𝑀.𝐷𝑀3 (10)

40

Usando a Equação 2, a potência é dada por

𝑃 = 𝑇. 𝜔 = 𝑄. 𝜌. Δ(𝑟𝑐𝑢)𝜔 (11)

Substituindo as Equações 8, 9 e 10 por 11, segue-se que

𝑃

𝑃𝑀=

𝜌.𝜔3.𝐷5


5 (12)

Como 𝑇 =𝑃

𝜔, segue-se que para o torque

𝑇

𝑇𝑀=

𝜌.𝜔2.𝐷5


5 (13)

A adição do fator de proporcionalidade 𝜆 dá a lei de similaridade

𝑇𝑃 = 𝜆. 𝜌. 𝜔𝑃2 . 𝐷5 (14)

Onde λ é uma função da relação v de velocidade e é designado um coeficiente

de desempenho. Ele pode ser usado para comparar vários conversores de torque. A

densidade dos fluidos de transmissão automática 𝜌 = 800-900 kg /𝑚3.

3.2.2 Embreagens Hidrodinâmicas e Suas Curvas Características

Segundo Lechner (1999), embreagens hidrodinâmicas contêm apenas uma

turbina e impulsor; O reator fixo para fornecer força de reação não é necessário. O

torque não pode ser convertido, uma vez que esta configuração não permite que o

torque de reação seja absorvido. Apenas a velocidade é convertida.

O torque só pode ser transmitido onde há uma diferença de velocidade entre o

impulsor e a turbina. A diferença de pressão resultante de diferentes forças centrífugas

circula o fluido, permitindo a troca de impulso entre as duas rodas. A diferença de

velocidade em relação à velocidade da bomba é referida como deslizamento S.

𝑆 = 𝜔𝑃−𝜔𝑇

𝜔𝑃= 1 −

𝜔𝑇

𝜔𝑃= 1 − 𝑣. (15)

O atrito de ar externo 𝑇𝑓𝑟𝑖𝑐çã𝑜 não pode mais ser ignorado em relação ao torque

transmitido quando o deslizamento é muito pequeno, e assim o torque transmitido

tende a zero. Isto tem um impacto no perfil de eficiência, que cai rapidamente para

41

zero quando S é muito pequeno, isto é, para v se aproxima de 1. Essa faixa não é

atingida em operação normal onde o deslizamento residual é da ordem de S = 2-4%

como é normal para embreagens hidrodinâmicas (e conversores). Substituindo a

Equação 15 pela Equação 5

𝜂 = 𝑇𝑇.𝜔𝑇

𝑇𝑃.𝜔𝑃=

𝑇𝑇.𝜔𝑇

(𝑇𝑇+𝑇𝑓𝑟𝑖𝑐)𝜔=

𝑇𝑇

(𝑇𝑇+𝑇𝑓𝑟𝑖𝑐)(1 − 𝑆) (16)

A Figura 25 mostra as curvas características de uma embreagem hidrodinâmica

para uma velocidade de bomba de ensaio constante 𝜂𝑃𝑉. A representação não

dimensional à direita mostra a comparação de diferentes embreagens mais

claramente.

O perfil do coeficiente de desempenho 𝜆 em função do deslizamento S = 1 - v

pode ser influenciado pela concepção da geometria da lâmina e do percurso de fluxo

de fluido e pela alteração do nível de enchimento do fluido. O objetivo é, geralmente,

limitar o torque transmitido com a saída estática e, assim, evitar o bloqueio do motor

quando em marcha lenta e deslocando-se.

O retardador hidrodinâmico é uma versão especial da embreagem

hidrodinâmica. Neste caso, a roda da turbina encontra-se habitualmente afastada do

alojamento e permanece estacionária, de modo que a embreagem só funciona com o

ponto de bloqueio S. O torque transmitido, e assim ser efeito de trava, é muito

dependente da velocidade de rotação, e pode ser controlado pelo nível de fluido e

ajustes adicionais.

42

Figura 25 - Características da Embreagem com Base no Exemplo de uma Embreagem de

Veículo Comercial. a) Dimensional; b) Não Dimensional.



3.2.3 Conversores de Torque e Suas Curvas Características

O conversor pode absorver um momento de reação por meio do seu reator fixo,

e é assim capaz de converter o torque de entrada. De acordo com Lechner (1999),

sua eficiência é melhor do que a de embreagens em relações de velocidade abaixo

de v = 0,7 - 0,8 (dependendo do tipo de conversor de torque). Com base na relação

de velocidade, o torque da turbina cai, na primeira aproximação. A partir do torque de

paralisação com a razão 𝜇𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 linearmente para 𝑇𝑡 = 0 a velocidades na região de v =

1. Com potência de entrada constante, isso dá origem a uma curva de potência de

saída parabólica P = 𝜔𝑇 𝑇𝑡e, portanto, uma curva de eficiência parabólica 𝜂 = 𝑃𝑇 / 𝑃𝑃

(Figura 26). A Figura 26 mostra os seguintes pontos de operação principais:

S Ponto de parada, a turbina está em repouso, a relação de torque de

paralisação é 𝜇𝑠𝑡𝑎𝑙𝑙 = 𝑇𝑇 . 𝑠 / 𝑇𝑃 . 𝑠 ,

M Ponto Ideal (ponto de projeto) com máxima eficiência,

C Ponto de observação 𝑇𝑃= 𝑇𝑇, 𝑇𝑅 = 0,

F Ponto de fluxo livre, sem carga da turbina

No ponto de projeto, o ponto de eficiência otimizada, o fluido flui suavemente de uma

roda para a próxima.

43

Figura 26 – Curvas Características de um Conversor de Torque a) Dimensional b) Não Dimensional.



A curva de coeficiente de desempenho do conversor de torque λ (v) pode ser

influenciada pela configuração e desenho das rodas. Na configuração mais simples,

com o reator localizado antes da bomba e um projeto de turbina de unidade única, λ

permanece aproximadamente constante para que o motor fique uniformemente

carregado, independentemente da velocidade de saída (Figura 27a).

Para o uso de veículos, pode ser mais vantajoso se λ cair à medida que a

velocidade da turbina aumenta. A velocidade do motor é reduzida pelo aumento do

torque em baixas velocidades da turbina, de modo que o motor contribui para a

conversão da velocidade. Esta redução de velocidade também dá ao condutor mais

sensação para o processo de aceleração, uma vez que a bomba e a velocidade do

motor aumentam à medida que a velocidade da estrada aumenta (ver também a

Figura 29). Esta curva característica λ em queda pode ser conseguida colocando uma

turbina imediatamente antes da bomba na direção do fluxo. De modo a ainda utilizar

a elevada pressão de distribuição e a alta eficiência resultante. Isto aumenta

consideravelmente a relação de torque de bloqueio em particular (Figura 29b). Se um

reator é novamente montado na frente da bomba em um projeto de turbina de estágios

múltiplos, o valor de λ pode ser aumentado, mas a curva permanecerá em grande

parte constante em toda a faixa (Figura 27c) como na Figura 27a.

44

Figura 27 – Modificando as Características do Conversor de Torque.



3.2.4 O Conversor Trilok

Lechner explica que as vantagens da embreagem hidrodinâmica e do

conversor de torque podem ser combinadas para evitar a secção de queda da

parábola de eficiência do conversor de torque.

Na primeira fase até ao ponto de bloqueio C, no qual o torque de reação 𝑇𝑅

torna-se zero, o conversor de torque funciona. Na segunda fase o reator é libertado

do alojamento por meio de uma roda livre. Como o reator agora gira livremente, não

absorve mais nenhum torque de reação. Isso resulta na linha de eficiência reta típica

das embreagens (Figura 28).

45

Figura 28 – Curvas Características de um Conversor Trilok.



Este tipo de conversor de torque monofásico de duas fases é chamado de

conversor Trilok. O seu alto nível de eficiência e a sua construção simples o tornam

particularmente adequado para transmissões de veículos, de modo que os

conversores Trilok com fluxo centrípeto através da turbina são o único tipo utilizado

em automóveis de passageiros.

3.2.5 Conversor Torque e Motor Trabalhando Juntos

De acordo com Lechner (1999), uma vez que a absorção de torque do impulsor

em um conversor de torque sem supressão de velocidade é independente da

velocidade da turbina, existe apenas uma parábola no mapa de desempenho do motor

derivado da Equação 14, com coeficiente de performance λ = constante como curva

de operação. Três conversores de torque monofásicos diferentes são mostrados na

Figura 29. O diâmetro do conversor de torque 1 é concebido de modo a que a sua

curva de funcionamento intersecte a curva característica de carga total do motor no

ponto de potência nominal. O diâmetro do conversor de torque 2 (figura 29) foi

selecionado para manter o torque máximo do motor disponível. Assume-se que os

dois conversores de torque sejam geometricamente semelhantes.

𝐷1 = √𝑇𝑛

𝜆 𝜌 𝜔𝑛2

5 𝐷2 = √

𝑇𝑚𝑎𝑥

𝜆 𝜌 𝜔𝑇,𝑚𝑎𝑥2

5 , 𝐷1 < 𝐷2 . (17)

46

O terceiro conversor de torque é caracterizado por um coeficiente de

desempenho de queda λ (v) curva, um tipo de supressão de velocidade. A curva de

operação é, portanto, expandida para um mapa operacional no mapa de desempenho

do motor, estendendo-se da curva de operação à esquerda quando v = 0 para a linha

direita quando v = 1.

Não existem pontos de intersecção com a potência nominal do motor no caso

dos conversores de torque 2 e 3. Isto é ilustrado na Figura 29b, onde a entrada de

energia é representada em função da velocidade da turbina. O conversor de torque 3

ainda se aproxima de 95% da potência nominal por supressão de velocidade à medida

que a velocidade aumenta, mas o conversor de torque 2 pode ocupar apenas uma

eficiência máxima. Enquanto o ponto de máxima eficiência do primeiro conversor de

torque está numa relação de velocidade de aproximadamente v = 0,75 no caso do

conversor de torque 2, move-se para velocidades menores. O conversor de torque 3

encontra-se entre os dois, com uma ampla gama de alta eficiência. Em relações de

alta velocidade, a eficiência pode ser melhorada usando um conversor Trilok de duas

fases.

A Figura 30a mostra novamente o conversor de torque 3 como acima com

supressão de velocidade, mas agora na forma de um conversor de torque bifásico. No

ponto de bloqueio (𝑣𝐶 = 0,75), o reator fica livre para se mover por meio de uma roda

livre, e o conversor de torque atua como uma embreagem. O mapa operacional

expandido se aplica a este intervalo.

47

Figura 29 - Três conversores de torque com curva característica diferente. Conversor 1, 2 com

coeficiente de desempenho constante 𝜆 = 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡 → curva operacional; Conversor 3 com de

supressão de velocidade 𝜆 ≠ 𝑐𝑜𝑛𝑠𝑡 → mapa de operação. A) Mapa de performance do motor; B)

Consumo de potência máxima C) Eficiência.



Figura 30 - Uma versão Trilok do Conversor na figura 18 A) Mapa Operacional do Motor com

Conversor de Torque 3 B) Consumo Máximo de Energia; C) Eficiência.



48

A entrada de potência máxima para estes três conversores de torque do tipo

Trilok é dada na Figura 30b e sua curva de eficiência na Figura 30c. O terceiro

conversor de torque mostra as vantagens de um alto torque inicial e uma ampla gama

de alta eficiência a valores intermediários de v. Uma vez que a operação em relações

de baixa velocidade ocorre quase apenas quando se deslocam, o seu efeito no

consumo de combustível tem uma importância menor.

A Figura 30a mostra os três conversores Trilok no mapa da turbina. Aproximam-

se aproximadamente à hipérbole da potência de demanda máxima através da

conversão de torque. Uma caixa de velocidades montada na retaguarda continua a

ser indispensável. A Figura 31b mostra novamente o conversor de torque 3 no mapa

de turbina, para estabelecer uma relação com o consumo de combustível. Também

são mostradas as linhas de consumo de combustível específico constante

padronizado.

A Figura 32 mostra três versões diferentes de um conversor de torque no mapa

de desempenho do motor de um carro de passageiro de 55 kW, para ilustrar o efeito

da "característica do conversor de torque" no consumo de combustível. Um conversor

de torque "suave" foi criado reduzindo o diâmetro de um conversor de torque padrão

em 8,5%, e ocupa apenas 64% do torque da bomba do conversor de torque padrão

com a mesma velocidade do motor (Equação 19). O mapa operacional entre v = 0 e v

= 0,96 é mais plano no mapa primário.

49

Figura 31 – Os Três Conversores Trilok da Figura 19 a) No Mapa da Turbina; B) Conversor

Trilok 3 no Mapa de Consumo.



Figura 32 - Efeito do Diâmetro do Conversor a) Mapa Primário b) Consumo de Combustível.



Lechner explica que um conversor de torque "duro" pode surgir da ampliação

do diâmetro do conversor de torque de saída. Assim, por exemplo, um conversor de

torque com um diâmetro 8,5% maior do que o conversor de torque padrão terá 1,5

vezes o torque do conversor de torque padrão à mesma velocidade da bomba:

𝑇𝑃 ~ 𝐷5 (Equação 14). Uma vez que se trata de um conversor de torque Trilok com

supressão de velocidade, existem três intervalos de funcionamento resultantes, dos

quais apenas duas parábolas de bomba são mostradas na figura 22a, 𝑇𝑃 (𝑣) para v

= 0 e v = 0.96. Os pontos de operação do motor são assim deslocados para

velocidades mais baixas do motor em conversores de torque rígido, e para

velocidades mais altas do motor em conversores de torque suave.

50

A Figura 32b mostra o consumo em várias condições com base num cálculo de

simulação para os três conversores de torque num automóvel de passageiros de

tamanho médio com uma transmissão automática convencional e sem bloqueio do

conversor. Em plena carga, a interação do motor e do conversor de torque suave

resulta em pontos de operação com maior potência do motor para o mesmo arrasto

do conversor de torque, desde que as parábolas do conversor de torque cruzem a

curva de carga máxima do motor antes da velocidade máxima. Isto também torna mais

poder motriz disponível para o veículo, o que é refletido nos números de aceleração.

Mas se a velocidade limitada do motor significa que as parábolas do conversor de

torque já não interceptam a curva de carga total do motor em valores de v elevados,

então as relações são reservadas. O conversor de torque mais difícil desloca os

pontos de operação do motor em baixas rotações do motor, tornando possível reduzir

o consumo de combustível. Uma embreagem de bloqueio do conversor de torque é

normalmente usada com conversores de torque suave. Isso não é absolutamente

necessário com conversores de torque rígido.

3.2.6 Diagrama de Teste do Conversor de Torque, Interação do

Motor e Conversor Trilok

Segundo Lechner (1999), o diagrama de teste do conversor de torque (Figura

33) é a base para calcular os pontos de operação do motor e a tração disponível de

uma fonte de energia com uma embreagem hidrodinâmica ou conversor de torque. O

conversor deve ser utilizado num veículo comercial com um motor diesel de 150 kW.

Os valores característicos do conversor, o diagrama de teste do conversor de torque,

foram registados em ensaios de bancada a uma velocidade de ensaio de bomba

constante de 𝑛𝑃𝑉 = 1600 1 / min e uma relação de velocidade variável v (Figura 33b).

Para alguns pontos de operação, os valores resultantes do torque da bomba 𝑇𝑃 e da

conversão de torque μ estão listados na Tabela 1.

51

Figura 33 – A) Conversor de Torque com D = 370mm; B) Diagrama de Teste do Conversor

onde npv = 1600 l / min; Vc = 0,88.



Para simplificar o cálculo, em vez do coeficiente de desempenho 𝜆(𝑣), é

utilizado o fator 𝑘(𝑣), que inclui a densidade do fluido e o diâmetro do conversor de

torque. Desde a

𝑘(𝑣) = 𝑇𝑃𝑉

𝑛𝑃𝑉2 (18)

as parábolas da bomba (parábolas do conversor) no mapa primário são dadas por

𝑇𝑃 = 𝑘(𝑣)𝑛𝑝2 (19)

Os valores do fator 𝑘(𝑣) calculados usando a Equação 18 mostram que o

conversor neste exemplo é um com supressão de velocidade. As parábolas da bomba

podem agora ser calculadas a partir dessas informações usando a Equação 19 e

registradas no mapa da bomba para várias relações de velocidade. Isto é combinado

com a curva característica de carga cheia do motor para dar o mapa primário (Figura

24a).

52

Figura 34 - A) Mapa Primário; B) Mapa de Turbina (Mapa Secundário).



Os pontos em que a característica do motor intercepta as parábolas da bomba

representam possíveis pontos de operação de carga completa. O torque e as

velocidades da bomba associados a estes pontos são lidos e inseridos na Tabela 1.

Para derivar o mapa secundário, as velocidades da turbina e os valores associados

de binário do motor também têm de ser calculados a partir da razão de binário μ e da

razão de velocidade do conversor v. A Figura 34b mostra o mapa da turbina derivado

desta forma.

53

3.2.7 Concepção Prática de Conversores de Torque

A Figura 35 mostra um algoritmo de cálculo manual que ilustra o desenho

aproximado de um conversor de torque baseado no exemplo anterior.

Figura 35 - Algoritmo de Cálculo Manual para Cálculo do Conversor.



3.2.8 Projetos de Engenharia

Segundo Lechner (1999), com exceção de embreagens parcialmente cheias, o

fluido de operação é colocado sob pressão de carga por uma bomba, para evitar a

aeração e cavitação. A sobre pressão é mantida a um valor mínimo de uma a duas

barras por meio de uma válvula. A velocidades mais elevadas a pressão criada pela

força centrífuga é um fator, fazendo com que a pressão no conversor de torque do

carro de passageiro aumente acima de 6 bar. Esta pressão aumenta com a velocidade

da bomba e também depende da velocidade da turbina e, portanto, da carga. A

pressão é mais elevada quando as velocidades da turbina e do impulsor são iguais,

e. Quando a embreagem de bloqueio está engatada. Na maior parte dos casos, o

impulsor está ligado a uma cobertura em forma de prato que compreende as outras

54

rodas de pá de conversão de torque, para formar um alojamento rotativo. As forças

axiais sobre os eixos causadas pela pressão interna podem ser largamente

compensadas desta forma. Este projeto estrutural também tem a vantagem de ser

simples de vedar. A expansão axial residual é captada por um acoplamento de eixo

capaz de movimento axial. O invólucro pode ser equipado com placas de

arrefecimento para melhorar a dissipação de calor e para proporcionar apoio. Isso

ajuda a expansão excessiva causada pela pressão interna, o que pode ocorrer

particularmente no caso de grandes conversores de torque de veículos comerciais.

O grande diâmetro externo do impulsor pode ser usado para aplicar um anel

dentado de arranque. Devido à baixa absorção de torque de embreagens e

conversores de torque a baixas velocidades de bomba, nenhuma embreagem

adicional de engrenagem é necessária ao iniciar o motor. As rodas individuais muitas

vezes têm diferentes números de pás, para suprimir os sintomas de ressonância. Uma

vez que o eixo de saída do motor e o eixo de entrada da transmissão estão fixos no

veículo, o conversor de torque é normalmente suspenso para evitar o atrito adicional

do mancal e para minimizar o esforço de projeto.

O conversor de torque para veículos comerciais mostrado na Figura 36 com um

diâmetro de perfil de D = 400 mm é um tipo Trilok, que também é equipado com uma

embreagem de bloqueio e uma roda livre de marcha. O conversor de torque é de

construção em chapa de aço. As cascas, anéis internos e lâminas são feitas de chapa

de aço embutido. Ranhuras e grânulos em conchas e anéis internos determinam a

posição das pás equipadas com lóbulos. Quando as peças são unidas, os lobos são

dobrados e a junta é soldada a óleo com um feixe de elétrons. A cobertura e o reator

são feitos de liga leve fundida. O reator funciona em dois rolamentos de esferas e é

suportado por uma roda livre do rolo de freio em um cubo; Ele gira livremente a partir

de uma razão de velocidade de vc = 0,8 no ponto de bloqueio. O cubo transmite o

torque de reação através de uma engrenagem dentada a uma engrenagem oca que

é suportada no alojamento da caixa de velocidades. O invólucro da bomba é suportado

em um cubo em um rolamento de esferas angular no lado de saída. Há também um

dente externo suportado pelo cubo para fornecer uma tomada de força para unidades

auxiliares motorizadas. Isto pode ser usado, por exemplo, para conduzir uma bomba

de óleo para a pressão de carga do conversor de torque e para a hidráulica de uma

caixa de câmbio montada na retaguarda. A embreagem de bloqueio fecha-se para

55

além de uma determinada relação de velocidade. Ele ignora o conversor de torque

juntando o impulsor e a roda da turbina. As perdas do conversor de torque são

"excluídas", e a eficiência sobe para quase 100%. Uma vez que os conversores de

torque, ao contrário das embreagens, transmitem, na sua maioria, menos binário

durante a marcha, também está montada uma roda livre de marcha livre com rolos de

travagem. Assim, a velocidade da turbina nunca pode exceder a da bomba, mesmo

que a embreagem de bloqueio não esteja engatada ou o seu torque de deslocamento

máximo seja excedido. Uma vez que é um conversor de torque para veículos

comerciais, amortecedores de torção não são usados. A perda de qualidade de

condução, provocada pela ligação mecânica directa no caso dos automóveis de

passageiros, é compensada por elementos de amortecimento numa das rodas.

Figura 36 - Conversor de Torque Trilok de Veículo Comercial com Embreagem de Bloqueio e

Roda Livre.



56

3.3 Cálculo de Relação de Marchas de uma Transmissão Automática

Convencional

Neste subcapítulo será apresentado os cálculos de relação das marchas de

uma transmissão automática convencional. Para isso, adotaremos uma transmissão

de 4 marchas com 3 conjuntos de engrenagens planetárias do tipo Simpson.

No exemplo apresentado, logo abaixo, será calculado apenas as relações das

primeiras 3 marchas, já que a 4º marcha a engrenagem solar dos três conjuntos são

acionados simultaneamente, fazendo com que a rotação de entrada seja igual a de

saída, ou seja, resultando numa relação de 1:1.

Cada conjunto de engrenagens planetárias será chamada de P1, P2 e P3

respectivamente, cada conjunto possui uma engrenagem anelar e solar com número

de dentes, definidos a baixo:

Figura 37 – Esquema do fluxo de fluido que aciona a engrenagem solar do conjunto P1, resultando

em uma marcha neutra.

Fonte: Slides das Aulas ministradas pelo Professor Celso João, FATEC Santo André.

Conjunto Planetário P1

o Anelar: 109 dentes (ZA)

o Solar: 65 dentes (ZS)



57





Para calcular a relação de cada marcha será utilizado o método de associação

de triângulos, onde cada conjunto planetário será representado por um triângulo, além

disso é adotado uma fórmula de regra de três simples:

𝑖 = 1

𝑁𝑝=

𝑍𝐴

𝑍𝑆+1

1 (20)

Onde:

I: Relação de marcha

ZA: Número de dentes da Anelar

ZS: Número de dentes da Solar

NP: Valor da Relação da Marcha

Cálculo da Relação da 1ª Marcha:

o Conjunto Planetário P3 é acionado

o Dados:

Anelar: 97 dentes (ZA)

Solar: 27 dentes (ZS)

58

Figura 38 – Esquema do fluxo de fluido que aciona a solar do conjunto P3, resultando na relação da

1º marcha.


Figura 39 – Representação por triângulo do conjunto P3, para auxiliar no cálculo da relação da 1ª

marcha.

(Fonte: Autor).

𝑖 = 1

𝑁𝑝3=

𝑍𝐴𝑍𝑆 + 1

1 →

1

𝑁𝑝3=

9727 + 1

1→

1

𝑁𝑝3=

3,59 + 1

1 → 𝑁𝑝3 = 4,59: 1

59


o Conjunto Planetário P3 e P2 são acionados

o Dados:

P2



P3



Figura 40 - Esquema do fluxo de fluido que aciona a solar do conjunto P2 e P3, resultando na relação

da 2º marcha.


Figura 41 - Representação por triângulo dos conjuntos P2 e P3, para auxiliar no cálculo da relação da

2ª marcha.

(Fonte: Autor)

60

𝑖 = 1

𝑁𝑝2=


1 →

1

𝑁𝑝2=

9037 + 1

1 →

1

𝑁𝑝2=

2,43 + 1

1→

1

𝑁𝑝2=

3,43

1→ 𝑁𝑝2

= 0,29: 1

𝑖 = 1

𝑁𝑝3=


1 − 0,29 →

1

𝑁𝑝2 + 𝑋=

9727 + 1

1 − 0,29 →

1

𝑋=

3,59 + 1

1 − 0,29→

1

𝑋=

4,59

0,71→ 𝑋

= 0,147: 1

𝑁𝑝3 = 𝑁𝑝2 + 𝑥

𝑁𝑝3 = 0,147 + 0,29

𝑁𝑝3 = 0,437

𝑖 = 1

0,437= 2,29: 1


o Conjunto Planetário P3, P2 e P1 são acionados

o Dados:

P1



P2



P3



61

Figura 42- Esquema do fluxo de fluido que aciona a solar do conjunto P1, P2 e P3, resultando na

relação da 3º marcha.


Figura 43 - Representação por triângulo dos conjuntos P1, P2 e P3, para auxiliar no cálculo da

relação da 3ª marcha.

(Fonte: Autor).

𝑖 = 1

𝑁𝑝1=


1 →

1

𝑁𝑝1=

10965

+ 1

1 →

1

𝑁𝑝1=

1,65 + 1

1→

1

𝑁𝑝1=

2,65

1→ 𝑁𝑝2

= 0,37: 1

𝑖 = 1

𝑁𝑝2=


1 − 0,37 →

1

𝑁𝑝1 + 𝑋=

9037 + 1

1 − 0,37 →

1

𝑋=

2,43 + 1

1 − 0,37→

1

𝑋=

3,43

0,63→ 𝑋

= 0,1837: 1

𝑁𝑝2 = 𝑁𝑝1 + 𝑥

𝑁𝑝2 = 0,37 + 0,1837

𝑁𝑝2 = 0,5537

62

𝑖 = 1

𝑁𝑝3=


1 − 0,5537 →

1

𝑁𝑝2 + 𝑋=

9727 + 1

1 − 0,5537 →

1

𝑋=

3,59 + 1

1 − 0,5537→

1

𝑋=

4,59

0,4463

→ 𝑋 = 0,09723: 1

𝑁𝑝3 = 𝑁𝑝2 + 𝑥

𝑁𝑝3 = 0,5537 + 0,09723

𝑁𝑝3 = 0,65093

𝑖 = 1

0,65093= 1,57: 1

3.4 Cálculo de Rendimento de Transmissão

Segundo Melconian, no livro Elementos de Máquinas, em qualquer tipo de

transmissão há perda de potência nas engrenagens, mancais, polias, rodas de atrito,

devido ao atrito entre as superfícies, movimentação de fluido lubrificante,

escorregamento ente correia e polia etc.

Assim, notamos que a potência de entrada da transmissão é dissipada em parte

sob a forma de energia, transformada em calor, resultando a outra parte em potência

útil gerada de trabalho.

Neste capítulo será apresentado o cálculo de rendimento de transmissão, a

partir de um determinado exemplo, que poderá ser visto à baixo.

A resolução do exemplo, como os passos da realização dos cálculos e as

fórmulas contidas nestes, forma extraídas do livro Elementos de Máquinas, do autor

Sarkis Melconian.

Exemplo: Dados Iniciais:

Motor 1.0 TSI (VW Up)

77KW@5000RPM (NBR 1585)

3° Marcha = 1,281:1

o Z1 = 25 dentes

o Z2 = 32 dentes

o Rendimento Transmissão por Engrenagens Usinadas: 𝜂𝑒 = 0,98

63

o Rendimento Transmissão com Mancal de Rolamento (par): 𝜂𝑚(𝑅) = 0,99

1° Passo) Potência Útil na Árvore

𝑃𝑈 = 𝑃𝑀𝑂𝑇𝑂𝑅. 𝜂𝑒 . 𝜂𝑚(𝑅)2 (21)

𝑃𝑈 = 77000.0,98. 0,992

𝑃𝑈 = 73958,35𝑊

2° Passo) Potência Dissipada na Árvore

𝑃𝐷 = 𝑃𝑀𝑂𝑇𝑂𝑅 − 𝑃𝑈 (22)

= 77000 − 73958,35 = 3041,65𝑊

3° Passo) Rotação na Árvore

𝑛 = 𝑛𝑀𝑂𝑇𝑂𝑅.𝑧1

𝑍2 (23)

= 5000.25

32= 3906,25𝑅𝑃𝑀

4°Passo) Torque na Árvore

𝑀𝑡 = 30.𝑃𝑈

𝜋.𝑛 (24)

= 30.73958,35

𝜋. 3906,25=

2218750,5

12271,8463= 180,8𝑁𝑚

5° Passo) Potência Útil do Sistema

A potência útil do sistema é a que gera trabalho, ou seja, a potência útil na

árvore.

𝑃𝑈𝑠𝑖𝑠𝑡𝑒𝑚𝑎 = 𝑃𝑈 = 𝑃𝑠𝑎í𝑑𝑎 = 73958,35𝑊

6° Passo) Potência Dissipada do Sistema

𝑃𝐷𝑠𝑖𝑠𝑡𝑒𝑚𝑎 = 𝑃𝑀𝑂𝑇𝑂𝑅 − 𝑃𝑠𝑎í𝑑𝑎 (25)

= 77000 − 73958,35 = 3041,65𝑊

64

7° Passo) Rendimento da Transmissão

𝜂 = 𝑃𝑆𝐴Í𝐷𝐴

𝑃𝐸𝑁𝑇𝑅𝐴𝐷𝐴 (26)

= 73958,35

77000≅ 0,96

3.5 Transmissões de Veículos de Passeio Continuamente Variáveis

Segundo Lechner (1999), a energia disponível a partir de um motor de

combustão interna não pode ser totalmente explorada com o número finito de etapas

de seleção nas caixas de velocidades de redutoras tradicionais. Com uma

transmissão continuamente variável, o motor pode ser operado no ponto de operação

ideal para economia ou desempenho conforme necessário.

Figura 44 - Visão Geral de Projetos de uma Transmissão CVT.



Essas transmissões são referidas como CVT (Transmissões Continuamente

Variáveis). A Figura 44 fornece uma visão geral de vários projetos de uma CVT. As

transmissões continuamente variáveis agora usadas em carros de passageiros são

quase sem exceções de transmissões de polias. Para as próximas gerações CVT há

65

um crescente interesse em sistemas toroidais devido à sua maior capacidade de

torque. A Figura 45a exibe um diagrama simplificado de um variador toroidal em

configuração dupla. A variação da razão é conseguida girando as engrenagens de

fricção (rolos).

Figura 45a - Princípio do Variador Toroidal.



As transmissões hidrodinâmicas (conversores) são usadas apenas com caixas

de engrenagens montadas na retaguarda e, o conversor de torque não é o mais

adequado para transmissões continuamente variáveis. Existem também sistemas de

transmissão powershift hidrostática / mecânica do tipo de continuamente variável para

uso em carros de passageiros.

O componente central da transmissão do conversor de corrente é o variador.

Consiste principalmente em discos cônicos e uma corrente. A potência é transmitida

por rotação através da corrente, que se desloca entre dois discos cônicos ajustáveis

axialmente. Através do ajuste axial dos discos cônicos, a corrente é executada em

diâmetros variáveis, variando infinitamente a relação (Figura 45b). A pressão

relacionada com o poder dos discos cônicos na corrente requer muita atenção, uma

vez que a pressão excessiva reduz a eficiência da corrente, levando a maior potência

e, portanto, a perda de energia pela bomba de pressão de contato. É essencial evitar

o deslizamento da corrente, pois isso inevitavelmente levará à destruição da

transmissão. Isso torna a construção e a confiabilidade da bomba de pressão de

contato, e seu controle, um fator crítico nessa transmissão continuamente variável.

66

Com cadeias, é feita uma distinção entre as cadeias de ligação tensional e as

cadeias de ligação de impulso. As cadeias de ligação Tensional são mais eficientes,

uma vez que é necessária uma menor potência para adaptar a cadeia ao raio de raio.

O passo extremamente curto das correntes de ligação de impulso (Figura 46b) requer

mais trabalho (perdido) para este propósito. Mas o passo curto tem muitas vantagens

no "impacto de engrenagem" e em termos associados à geração de ruído.

Para aumentar a relação de transmissão global da transmissão continuamente

variável, além do normal de 5,3 a 6,0 do variador, as engrenagens dentadas

mecânicas ou engrenagens planetárias estão montadas na frente ou na traseira. A

divisão de energia também é possível. (Isso também é válido para variadores

toroidais).

Figura 46b - Elementos de uma Cadeia de Ligação de Impulso e Princípio de Operação do

Variador.



CVT com transmissão de embreagem de 2 velocidades com montagem traseira,

figura 47

De acordo com Lechner (1999), a proporção do passo de engrenagem montado

na retaguarda é igual a 1 quando a embreagem C1 está fechada, pois isso

corresponde à transmissão direta. Com a embreagem C2 engatada, as engrenagens

de transmissão montadas na retaguarda ou fazem a marcha-atrás disponível,

dependendo da posição da embreagem CR.

67

O perfil da razão total i em função da relação do raio do disco cônico iv e a

engrenagem selecionada na transmissão de duas velocidades montada na retaguarda

é mostrada no diagrama da direita na Figura 47.

As seguintes fórmulas também se aplicam aos exemplos CVT abaixo. A relação

total.

𝑖 = 𝑛1

𝑛2= 𝑖𝑉. 𝑖𝐺 (27)

A relação na entrada n1 para a velocidade de saída n2 da transmissão é

composta pela relação na transmissão do disco cônico (variador).

Figura 47 - Diagrama da Caixa de Velocidades: "CVT com transmissão de duas válvulas de

duas velocidades montadas na retaguarda" e Diagrama do Perfil de Relação.



𝑖𝑉 = 𝑆2

𝑆1 (28)

(A relação entre os raios de disco cônicos S2 e S1) multiplicada por uma

possível relação iG de um passo de engrenagem montado na retaguarda ou na frente.

68

CVT com Power Split (Transmissão Neutral Reduzida), Figura 48

De acordo com Lechner (1999), a razão total i desta transmissão, quando

operada com divisão de energia, é derivada de iV e a relação iG do conjunto de

engrenagens planetárias funciona como unidade diferencial, onde a embraiagem C1

está fechada. Dependendo da razão iV, a relação total também pode tornar-se

negativa, correspondendo à marcha-atrás. O ponto onde o sinal muda é o ponto neutro

orientado. A transmissão não requer nenhum elemento de deslocamento adicional.

Com a embreagem C2 engatada, o conjunto de engrenagens planetárias gira como

um bloco, e aplicam-se as equações simples dadas acima. O perfil da relação total

em função da razão do raio do disco cônico iV e da embreagem ativa é mostrado no

diagrama à direita da Figura 48.

Figura 48 - Diagrama da caixa de velocidades: "CVT com divisão de energia" e diagrama do perfil de

relação (mostrado como i / i desde n2 = 0 no ponto neutro de engrenagem).



69

CVT com dois caminhos de energia ("i2-Transmission"), Figura 49

Figura 49 - Diagrama da caixa de velocidades: "CVT com dois caminhos de alimentação" e diagrama

do perfil da relação.



A razão total i da transmissão é derivada de iv multiplicada pelas proporções

das duas etapas de engrenagem localizadas no fluxo de potência. Aqui, as duas

garras C1 e C4 ou as duas garras C3 e C2 estão fechadas. O perfil da relação total i

em função do raio do disco cônico iv e as garras fechadas são mostradas no diagrama

à direita da Figura 49.

3.5.1 Transmissão CVT Jatco Nissan

A transmissão CVT da Jatco foi lançada pela Nissan, em 1999. Esta

transmissão possui um sistema de polia conectada por uma correia e um conversor

de torque que realiza o acoplamento e a transferência de torque a polia primária.

Em 2016, a Nissan lança as novas linhas do March e Versa equipados com a

transmissão CVT7 W/R, batizada como XTRONIC CVT, com o objetivo de fornecer

melhor performance na condução do veículo e proporcionar uma maior economia de

combustível.

70

Figura 50 – Transmissão CVT Jatco CVT7 W/R ou Nissan XTRONIC CVT.

Fonte: https://www.jatco.co.jp/english/products/cvt/cvt7.html

Segundo o informativo da Jatco, a transmissão Jatco CVT7 W/R ou XTRONIC

CVT é constituída de duas polias de diâmetro variável, ligadas por uma correia

metálica, sendo que a Primária (conhecida como condutora) recebe o torque do motor

e a Secundária (ou conduzida) e o transmite ao diferencial. Cada polia tem dois cones

que se afastam ou se aproximam, diminuindo ou aumentando a largura do canal onde

passa a correia, elevando ou reduzindo a velocidade do carro de acordo com as

demandas do pedal do acelerador.

Quando os cones estão juntos, esse canal fica mais estreito e o raio da polia

aumenta. Em marcha reduzida, a polia condutora apresenta um raio menor (cones

afastados), enquanto a polia conduzida fica com raio maior. Na medida em que o carro

acelera, o movimento das polias se inverte e a relação de marcha fica maior. A

distância entre as polias é fixa, como também o comprimento da correia, apresentando

uma infinidade de marchas entre as menores e maiores relações.

Uma das novidades dessa caixa de última geração é o sistema "Lock Up" com

Active Slip Control. Com ele, o sistema obtém acelerações com respostas mais

71

vigorosas e sem alternâncias, pois "segura" a polia e a “solta” de forma gradual para

que o torque seja transmitido de forma linear e rápida.

A nova estrutura principal da transmissão CVT para veículos compactos da

Nissan é baseada na mesma aplicada no segmento dos médios, com otimizações

para os veículos compactos. O diâmetro da engrenagem expandido (4,0-4,8), medido

pelo maior lado, que proporciona um raio de cobertura de 8,7 - o maior do segmento

de compactos. Para se ter uma ideia do que isso representa, o New European Driving

Cycle (NEDC), ciclo de consumo e emissões que regula os veículos na Europa e um

dos mais rigorosos do mundo, exige um mínimo de 8.0 no "mundo real" de condução

para que a transmissão.

Com a adoção de uma nova correia com maior área de contato, houve melhora

na capacidade de transmissão de torque por conta do novo formato, o que amplia a

área de contato. Além disso, houve aumento na rigidez da polia. Isso assegura uma

capacidade de torque estável mesmo nos estados transitórios de mudança de

velocidades. E com menos pressão de contato, reduz-se a fricção interna em cerca

de 5%.

Outra melhoria nessa geração de transmissão continuamente variável para

veículos compactos está na otimização da bomba de óleo. Foi abolida a válvula de

controle de entrada do óleo e a geometria da área de sucção foi modificada. Assim, a

engenharia obteve a redução do nível de atrito da peça em 30% em comparação com

a anterior.

A Nissan também utiliza o método de partícula para visualização do fluído da

transmissão. Isso melhora a geometria da câmara e também do diferencial, para a

drenagem do fluído e redução da resistência na câmara em 40%.

72

3.5.2 Transmissão CVT Multitronic Audi

Fabricado pela LUK, a transmissão Multitronic foi comercializada de 1999 à

2014, equipando veículos, como Audi A4, A5, A6 e SEAT Exeo. Esse sistema se

destacou por equipar um veículo com 220 CV de potência.

A base tecnológica do Multitronic é a correia de elos de placa de aço

segmentado, que realiza a transmissão de torque e rotação, imerso em óleo com um

par de polias variáveis.

Através destas polias são criadas, praticamente, infinitas combinações de

relação de marchas.

O controle eletrônico regula o Multitronic, de acordo com as condições de carga

e velocidade definidas, permitindo uma aceleração mais confortável, sem comparação

com as transmissões automáticas convencionais.

Como este sistema mantém a operação do motor sempre na condição de

rotação ideal, o consumo de combustível também é menor, quando comparado a uma

transmissão automática convencional.

Os testes realizados indicaram que o sistema permite aceleração e consumo

de combustível iguais a de um veículo equipado com uma transmissão manual de 5

marchas.

73

Figura 51 – Transmissão Multitronic, da Audi em corte.

Fonte: https://www.audi.de/de/brand/de/neuwagen/layer/technologien/multitronic.html

74

4. Comparações dos Sistemas de Transmissão Automática

4.1 Transmissão Automática Convencional

A transmissão automática com sistema hidráulico de seleção marchas foi

inventado, em 1932 pelos engenheiros brasileiros José Braz Araripe e Fernando Lehly

Lemos.

A patente foi vendida para a General Motors, que em 1939 lançou a

transmissão automática Hydra-Matic.

Figura 52 – Desenho em Corte de uma Transmissão Hydra-Matic, divisão de Transmissão

Automática da General Motors.

Fonte: http://www.1954advance-design.com/Hydra-Matic-

rebuild/images/hydra%20matic%20cross%20section.jpg

Em 1948, a Buick lançou a primeira transmissão automática com conversor

hidrodinâmico de torque, batizado de Dinaflow.

Um sistema hidráulico realiza a mudança de marchas, atuando em conjuntos

de engrenagens planetárias. O conversor de torque realiza a transferência de rotação

75

do volante do motor para a transmissão, transferindo rotação e torque de maneira

progressiva.

Porém, devido ao deslizamento sofrido pelo conversor de torque, o tempo da

troca de marchas aumenta, resultando em um maior consumo de combustível.

Atualmente, muitas transmissões automáticas possuem um maior escalonamento de

marchas, com sistemas de 6 e até 9 marchas, melhorando o consumo de combustível

e, consequentemente, o nível de emissões e desempenho do veículo.

Se as manutenções deste sistema for realizada de acordo com o manual do

veículo (troca do fluído de óleo e do filtro e limpeza do sistema de arrefecimento)

associado ao estilo de condução do motorista, sem causar esforços excessivos no

power train, como a estratégia kick down, por exemplo, a transmissão automática irá

ter uma durabilidade que acompanhará toda a vida útil do veículo.

Caso seja necessário realizar uma manutenção mais complexa neste tipo de

sistema, os custos de reparo são consideráveis, além do fato de os reparos para essa

transmissão serem escassos no mercado e apresentarem alto custo, fazendo com

que, em alguns casos, seja mais vantajoso a substituição de toda a transmissão do

veículo.

Figura 53 - Anúncio de jornal, de 1949, da Buick apresentando os veículo a transmissão

automática com Dynaflow.

Fonte: https://upload.wikimedia.org/wikipedia/en/thumb/9/95/Dynaflow.jpg/300px-Dynaflow.jpg

76

4.2 Transmissão de Dupla Embreagem

O conceito da transmissão de dupla embreagem surgiu entre meados dos anos

70 e início dos anos 80, pela Porsche, a partir da necessidade de ganhar tempo nas

trocas de marchas em veículos de corrida.

Seus funcionamento consiste em um sistema de seleção de marchas e de

embreagens eletro-hidráulico e de uma caixa de transmissão, com 3 eixos: um

intermediário, para transferência de rotação, um com as engrenagens das marchas

pares e outro com as engrenagens das marchas ímpares, resultando em uma troca

mais eficiente, sem a sensação de trancos, além de resultar em um bom consumo,

desempenho e conforto.

O mercado de reparação e de reposição de peças não possui os componentes

necessários para realizar as manutenções nestes sistemas, o que faz com que o

proprietário do veículo leve-o para um concessionário para realizar os reparos.

Dependendo do problema apresentado, o concessionário substitui todo o

conjunto de transmissão, pois também não possui os componentes para reposição.

Essa realidade torna os custos de manutenção extremamente altos, causando

prejuízos para o dono do veículo.

Figura 54 – Transmissão DSG, equipada nos veículos da Volkswagen.

Fonte: http://www.reparacaoautomotiva.com.br/single-post/2017/10/31/TRANSMISS%C3%83O-DSG-

DE-DUPLA-EMBREAGEM

77

4.3 Transmissão CVT

Em 1950, Van Doorne desenvolveu a primeira transmissão continuamente

variável, batizada de "Variomatic", e em 1958 esse sistema começou a ser produzido

em massa.

Figura 55 – Transmissão Continuamente Variável “Variomatic”.

Fonte: http://www.dafownersclub.co.uk/uploads/1/0/9/5/10958195/8626753_orig.jpg

Essa transmissão funciona a partir de 2 polias de diâmetro variável, que

mantém o motor na melhor faixa de operação, de acordo com as condições de carga,

resultando em um veículo extremamente eficiente, econômico e confortável, sem as

sensações de trancos nas trocas de marchas e elevação excessiva da rotação do

motor.

Com a evolução da eletrônica nos veículos e da tecnologia dos materiais, esse

modelo de sistema já é aplicável em praticamente todos os tipos de motores.

78

Figura 56 – Desenho da Transmissão CVT ZF Ecotronic CFT30 em corte.

Fonte: https://maua.br/files/monografias/estudo-das-melhores-praticas-sobre-a-vantagem-

tecnologica-da-transmissao-automatica-de-veiculos-de-passeio.pdf

É um sistema muito difícil de apresentar falhas e manutenções de grandes

porte, como a substituição dos componentes que constituem a transmissão, sendo

realizadas as manutenção preventivas previstas no manual, o perfeito funcionamento

desse sistema irá acompanhar a vida útil do veículo.

79

5. Desenvolvimento do Projeto

Neste capítulo será detalhado as etapas que correspondem ao projeto da

aplicação da transmissão automática continuamente variável em um veículo equipado

com motor turbo alimentado de baixa cilindrada.

5.1. Dados Iniciais

5.1.1 Motor

A primeira etapa do projeto é a escolha do veículo e a coleta de seus dados,

como as características do motor e da transmissão que são utilizadas atualmente

neste.

O veículo escolhido para tal aplicação é o Volkswagen Up!, equipado com o

motor EA211 1.0l TSI, de 74/77 KW com sobrealimentação por turbo compressor. A

escolha deste veículo deve-se a grande potência e torque associados ao excelente

consumo de combustível que este motor propõe, tornando-se o veículo mais

adequado para a aplicação proposta neste trabalho.

Figura 57 – Motor EA211 1.0l TSI

Fonte: http://blog.carbel.com.br/wp-content/uploads/2016/02/1.0-TSI-Total-Flex.jpg

80

Logo abaixo, encontramos a tabela com as características deste motor e o

diagrama de troque e potência que este gera:

Tabela 1 – Dados Técnicos do Motor 1.0l TSI equipado no UP! TSI

Dados Técnicos

Letra distintiva do motor CYTA

Arquitetura Motor de 3 cilindros em linha

Cilindrada 999 cc

Diâmetro de cilindros 74,5 mm

Curso do pistão 76,4 mm

Válvulas por cilindro 4

Relação de compressão 10,5: 1

Potência Máxima 74kW (101 cv)

a 5000 rpm

77kW (105

cv) a 5000

rpm

Torque Máximo 165Nm (16,8 kgfm) a 1500

rpm

Consumo urbano 14,1 km/l (G) 9,6 km/l (A)

Consumo rodoviário 16 km/l (G) 11,1 km/l (A)

Gestão do Motor Bosch Motronic MED 17.5.21

Combustível Flex

Tratamento dos gases de escape

Catalisador de três vias, uma

sonda lambda binaria anterior

e posterior ao catalisador

Norma de emissões de gases de escape EU5

Fonte: Manual do Proprietário Volkswagen UP! e Programa Autodidático 511- A Nova Família de

Motores à Gasolina EA211.

81

Figura 58 – Diagrama de Torque e Potência Motor 1.0l TSI – EA211

Fonte: https://www.flatout.com.br/up-tsi-e-lancado-como-opcao-de-r-3-100-para-toda-a-linha-saiba-

tudo-sobre-o-motor-turbo-e-conheca-o-speed-up/

Como podemos visualizar neste diagrama, a faixa de torque máximo está entre

1500 e 4000 RPM. É nesta faixa de operação do motor em que há o melhor consumo

de combustível e desempenho, dessa forma a troca de marchas, independente do

acionamento (manual ou automático) deve ser realizada dentro dessa faixa.

Esse tipo de diagrama é característico de motores turbo alimentados, com

injeção direta de combustível. Segundo Laino (2014), o turbo compressor melhora a

eficiência volumétrica do motor através do aumento da densidade do ar de admissão,

resultando no aumento de potência e torque, além de conseguir mantê-lo em uma

larga faixa de rotação do motor, e reduzir o consumo de combustível. A injeção direta

de combustível proporciona maior força por unidade de combustível utilizada, devido

a mistura de ar e combustível mais pobre e pela estratificação e distribuição do

combustível no interior da câmara de combustão, permitindo que a mistura ar

combustível seja queimada de maneira mais eficiente.

82

5.1.2 Transmissão

A transmissão utilizada, originalmente, neste veículo é do tipo manual de 5

marchas mais a ré. Abaixo, podemos analisar a relação de marchas desta

transmissão, para podermos realizar as análises necessárias.

Tabela 2 – Relação de Marchas da Transmissão manual MQ200 do UP! TSI

Relação de Marchas

Transmissão MQ200

1 ª Marcha 3,769: 1

2 ª Marcha 2,095: 1

3 ª Marcha 1,281: 1

4 ª Marcha 0,927: 1

5 ª Marcha 0,740: 1

Ré 3,182: 1

Diferencial 3,625: 1

Fonte: Manual do Proprietário do Volkswagen UP!

Analisando esta tabela, concluímos que a transmissão do Up! possui relação

de marchas longas, este tipo de transmissão é aplicado em veículos que desprendem

maior potência, alcançando altas velocidades. Além de realizar a troca de marchas

em maiores velocidades, ela proporciona ao motor, manter baixas rotações em

condições de alta velocidade.

Uma transmissão longa resulta em maior economia de combustível e a

elasticidade nas trocas de marchas, porém há a queda de desempenho e acelerações

mais fracas em condições que o veículo esteja carregado ou em terreno inclinado.

Abaixo é possível visualizar uma tabela com a velocidade recomendada para

realizar a troca de marchas deste veículo, com o objetivo de manter o baixo consumo

de combustível, além de manter o motor na melhor faixa de operação. As velocidades

citadas são recomendados tanto para a cidade, quanto para a estrada em condições

de relevo plano e com baixo carregamento do veículo:

83

Tabela 3 – Recomendação de troca de marchas por velocidade

Up! TSI com Transmissão Manual

Recomendação de troca de marchas Motor

frio

Motor

aquecido

1ª para 2ª marcha 25 km/h 20 km/h




Fonte: Manual do Proprietário do Volkswagen UP!

Seguindo as orientações da tabela citada a cima, o veículo terá um baixo

consumo de combustível, além de manter o motor sempre na melhor faixa de

operação.

5.2 Programação da transmissão CVT

O projeto dessa transmissão consiste de um sistema eletrônico de controle de

atuação das polias variáveis, de modo que estas polias variem a relação, com o

objetivo de manter a rotação do motor sempre na melhor faixa de consumo.

Uma das principais características de uma transmissão CVT é a capacidade de

aumento de velocidade aproveitando uma mesma faixa de rotação. Isso pode ser

notado no gráfico à baixo.

84

Figura 59 – Curva característica de funcionamento da transmissão CVT

Fonte: Nissan’s Next Generation CVT disponível em: https://www.youtube.com/watch?v=kdqt84_3t-k

A programação da CVT que irá equipar o Up! seguirá esse princípio, de modo

a variar as polias de acordo com a solicitação do motoristas, pelo pedal do acelerador,

mantendo a rotação do motor dentro da faixa de melhor consumo, dessa forma é

possível fazer com que o veículo chegue a sua velocidade máxima dentro desta faixa

de rotação com o melhor consumo.

Em projetos de transmissões do tipo CVT, como este, é definido apenas a

relação da primeira e última marcha, pois estas serão as combinações dos limites de

variação das polias.

Na polia motora é instalado um conjunto de engrenagens planetárias e dois

conjuntos de embreagem acionados hidraulicamente. A engrenagem solar é

conectado ao eixo de entrada, enquanto as planetárias a uma placa metálica

conectada a polia motora.

O primeiro pacote de embreagens pressiona a engrenagem solar, travando-a,

dessa forma a rotação recebida pela engrenagem anelar será a mesma que irá para

a placa conectada a polia, fazendo com que todo o mecanismo gire com um conjunto

único.

Acionando o segundo pacote de embreagens, a anelar é travada, forçando a

placa instalada na polia gire em sentindo inverso, acontecendo o mesmo com a polia

motora, gerando a marcha à ré.

85

5.3 Dimensionamento das polias

Com a programação da transmissão e a relação da 1ª e 5ª marchas definidas,

o próximo passo é o dimensionamento das polias que irão constituir essa transmissão.

Para realizar os cálculos de dimensionamento de polias iremos utilizar como

base um projeto de transmissão continuamente variável já existente.

Neste projeto utilizaremos como base a transmissão da Jatco CVT7 W/R,

utilizado no veículo Nissan March. Foi adotada essa transmissão, pois segundo o

fabricante, ela é aplicável em veículos de passeio compactos com motores de baixa

cilindrada (de 1,0l à 1,8l), além disso o torque gerado pelo motor Nissan 1.6l 16

válvulas é quase igual ao do motor VW 1.0l TSI (12,1 kgfm e 16,8 kgfm,

respectivamente), fazendo com que esse modelo de transmissão fosse o mais

adequado para esse fim.

Os valores correspondentes aos diâmetros das polias nas condições de 1ª e 5ª

marchas foram encontrados a partir da aplicação da fórmula citada acima e da fórmula

de Relação de polias:

𝐼 = 𝐷2

𝐷1 (29)

Para realizar o cálculo do comprimento da correia que constitui essa

transmissão será utilizada a seguinte fórmula:

𝑙 = 2. 𝐼 + 1,57. (𝐷1 + 𝐷2) +(𝐷2−𝐷1)2

4.𝐼 (30)

Onde:

𝑙 = Comprimento da correia

𝐼 = Distância entre eixos das polias

𝐷1 = Diâmetro da polia motora

𝐷2 = Diâmetro da polia movida

A partir destas fórmulas e aplicando-as em software Excel e possível simular

os valores de comprimento da correia, bem como o diâmetro das polias em 1ª e 5ª

marchas.

86

Ao programar uma tabela no Excel com estas fórmulas e iniciar as simulações

foram encontrados os valores apresentados na tabela abaixo.

Tabela 5 – Dimensões das Polias e Correia da transmissão CVT aplicada no UP! TSI

Marcha Relação Diâmetro Polia

Motora

Diâmetro Polia

Movida

Comprimento

da Correia

Distância

entre Eixos

1ª 4,23: 1 40,4mm 170,892mm 656,49mm 148mm

5ª 0,78: 1 128,513mm 100,2401mm 656,49mm 148mm

Fonte: Autor

A aplicação dessas fórmulas no Excel tornou a forma de dimensionar as polias

e a correia mais eficientes, dispensando cálculos que antes seriam feitos à mão e,

consequentemente, desprenderiam alguns dias apenas para encontrar esse valores

citados à cima.

5.4 Força trativa

Segundo os princípios básicos de dinâmica veicular, força trativa é a somatória

de todas as forças resistivas aplicadas em um veículo (resistência ao rolamento, a

rampa, aerodinâmica e a aceleração), dessa forma é possível calcular o quanto de

força de tração é necessário ter no pneu para vencer essa somatória de forças.

𝐹𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑣𝑎 = 𝑓𝑟 ∗ 𝑚 ∗ 𝑔 ∗ 𝑐𝑜𝑠𝛼 + 𝑚𝑣𝑒ℎ ∗ 𝑔 ∗ 𝑠𝑖𝑛𝛼 +1

2∗ 𝜌𝐴𝑅 ∗ 𝐴 ∗ 𝑣2 + 𝜆 ∗ 𝑚𝑣𝑒ℎ ∗ 𝛼 (31)

Substituindo, temos:

𝐹𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑣𝑎 = 𝐹𝑅𝑜𝑙 + 𝐹𝐺𝑅𝐴𝐷 + 𝐹𝐴𝐸𝑅 + 𝐹𝐴𝐶𝐸𝐿 (32)

Nesta imagem a baixo é possível visualizar, de maneira didática as forças

atuantes em um veículo quando ele está em movimentação.

87

Figura 60 – Esquema representando as forças resistivas aplicadas em um veículo, durante seu

movimento.

Fonte: Aulas de Dinâmica Veicular Longitudinal, ministradas pelo Professor Glaucio Santos. FATEC

Santo André, 2016.

Porém, esta definição de força trativa é caracterizada como efetiva, uma vez

que é adotado apenas o ponto máximo de potência do veículo.

A força trativa real leva em consideração em seu cálculos, as seguintes condições:

Curva de torque do motor

Relações de marcha e diferencial

Raio do pneu

Rendimento do trem de força

Dessa forma, a fórmula para o cálculo da força trativa real de um veículo é

expressada por:

𝐹𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑣𝑎_𝑟𝑒𝑎𝑙 = 𝑇𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟

𝑟𝑑𝑖𝑛∗ 𝑖𝑑𝑖𝑓 ∗ 𝑖𝑚𝑎𝑟𝑐ℎ𝑎 ∗ 𝜂 (33)

Onde:

𝐹𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑣𝑎_𝑟𝑒𝑎𝑙 – Força trativa real

𝑇𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟 – Torque do motor

𝑟𝑑𝑖𝑛 – Raio dinâmico do pneu

88

𝑖𝑑𝑖𝑓 – Relação do diferencial

𝑖𝑚𝑎𝑟𝑐ℎ𝑎 – Relação de marcha

𝜂 – Rendimento do trem de força

Segundo Hillier (1991), a potência de um motor varia de acordo com sua

rotação. Em velocidades lentas, a rotação de saída é baixa, portanto, para se ter um

bom desempenho do veículo é necessário que o motor gire muito mais rápido.

Porém esta situação é momentânea, uma vez que o torque máximo gerado

pelo motor acontece em uma velocidade diferente da do ponto de potência máxima.

Este requisito de rotação do motor para a performance de qualquer um dos

três fatores de desempenho (potência, torque e velocidade) não é possível com uma

caixa de câmbio convencional, porque a rotação do motor deve ser continuamente

alterada para se adequar à velocidade do veículo. Como resultado, o motor apenas

dá o seu melhor na velocidade do veículo até o ponto de torque, potência ou economia

máxima do motor.

Um sistema de polias com uma relação infinitamente variável daria uma

performance como mostrado na figura 58. isso é chamado de curva de esforço de

tração ideal. Neste caso, o motor é mantido à velocidade na qual ele dá sua potência

máxima e a velocidade da estrada é alterada variando a relação de transmissão.

89

Figura 61 – Curva de força trativa ideal de um veículo.

Fonte: Hillier, Vicotr Albert Walter. Fundamentals of Motor Vehicle Technology. Nelson Thornes, 1991.

United Kingdon

Com o conceito de força trativa definidos e os valores presentes no diagrama

de torque e potência apresentado anteriormente, os valores de relação de marcha e

diferencial definidos, os dados característicos do pneu utilizado no UP! (185/60 R15)

e o rendimento do trem de força (0,90) é possível calcular a força trativa real desse

veículo.

Não podemos esquecer que um veículo equipado com uma transmissão CVT

com conversor de torque possui o máximo de força de tração a 0km/h com o motor

em marcha lenta. Isso ocorre devido a relação de conversão característica do próprio

conversor de toque e da relação das polias da transmissão.

Dessa forma, o gráfico de esforço de tração do Up! com transmissão CVT será,

como o da figura a baixo:

90

Figura 62 – Curva de Força trativa do Up! TSI com transmissão CVT sem o conversor de

torque.

Fonte: Autor.

5.5. Resistência a Rampa

Segundo Leal (2012), um veículo ao subir um aclive apenas parte do seu peso

é absorvido pelo solo, na forma de força normal, e o restante do peso continua agindo

sobre o CG na forma de uma componente paralela ao piso, tendendo a fazer o veículo

descer o aclive, como mostrado na Figura 63. Esta componente do peso é a

resistência de aclive, ou seja é a força que deve ser vencida para que o equilíbrio

estático seja mantido. Deste modo a resistência de aclive é obtida dada pelo fórmula:

𝐹𝑟𝑎𝑚 = 𝑚𝑣𝑒í𝑐𝑢𝑙𝑜 ∗ 𝑔 ∗ 𝑠𝑒𝑛𝛼 (34)

Onde:

𝐹𝑟𝑎𝑚 – Força de resistência a rampa (N)

𝑚𝑣𝑒í𝑐𝑢𝑙𝑜 – Massa do veículo (Kg)

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200

FOR

ÇA

TR

ATI

VA

(N

)

VELOCIDADE (KM/H)

Força Trativa - Transmissão CVT - Sem Conversor de Torque

Força Trativa

91

𝑔 – Aceleração da gravidade (𝑚/𝑠2)

𝑠𝑒𝑛𝛼 – Seno do ângulo (α) da pista

Figura 63 – Desenho esquematizando a força de resistência a rampa.

Fonte: Aulas de Dinâmica Veicular Longitudinal, ministradas pelo Professor Glaucio Santos. FATEC

Santo André, 2016.

Uma vez que o peso de um material é sua massa multiplicado pela aceleração

da gravidade, temos a seguinte fórmula:

𝐹𝑟𝑎𝑚 = 𝐺 ∗ 𝑠𝑒𝑛𝛼 (35)

Onde:

𝐹𝑟𝑎𝑚 – Força de resistência a rampa (N)

𝐺 – Peso do veículo (Kg)

𝑠𝑒𝑛𝛼 – Seno do ângulo (α) da pista

Normalmente, a angulação de uma via é expressa em porcentagem de quanto

se sobe em relação à horizontal e não pelo ângulo da pista. Para o cálculo de

porcentagem de inclinação da pista é adotada a seguinte fórmula:

𝑖𝑛𝑐𝑙𝑖𝑛𝑎çã𝑜 [%] = 𝑡𝑎𝑛𝛼 ∗ 100 (36)

92

Por exemplo: Se uma pista possuir 25% de inclinação:

25% = 𝑡𝑎𝑛𝛼 ∗ 100 → 25% = 100𝑡𝑎𝑛𝛼 → 𝑡𝑎𝑛𝛼 =25

100→ 𝑡𝑎𝑛𝛼 = 0,25

→ tan−1 0,25 = 14,036.

Ou seja, uma rampa com 25% de inclinação possui, aproximadamente 14,036°.

Segundo o Guinness Book, a rua mais inclinada do mundo é a Baldwin Street,

na cidade de Dunedin, na Nova Zelândia, com 19° ou 35% de inclinação.

É recomendado que a rampa máxima seja de 8% para vias arteriais, 12% para

coletoras e 15% para ruas locais.

A partir da fórmula de forca de resistência a rampa, do ângulo máximo e os

recomendados de inclinação de uma pista mencionados anteriormente e levando em

consideração que o Up! possui um peso de 1410Kg, temos a seguinte tabela com os

resultados de força de resistência a rampa:

Tabela 6 – Tabela com os valores de força de resistência ao aclive, em função do ângulo e

velocidade.

Velocidade Capacidade de Aclive Ângulo Ângulo

[Km/h) [N] [%] [°]

0 459,051 35% 19°

29,65 405,178 30% 16,7°

51,75 342,065 25% 14,04°

79,98 276,525 20% 11,31°

111,12 209,141 15% 8,53°

148,4 167,927 12% 6,84°

180 112,344 8% 4,57°

Fonte: Autor.

93

Ao adicionar os valores em um gráfico iremos obter o seguinte diagrama:

Figura 62 – Capacidade de Aclive por velocidade do Up! TSI com transmissão CVT.

Fonte: Autor.

O cálculo e a criação do gráfico de resistência a rampa determinam a

capacidade de aclive deste veículo, além de auxiliar na escolha do conversor de

torque que será aplicado neste, de modo que o fator de relação de torque deste

conversor quando multiplicado pela relação das polias e a do diferencial consiga gerar

uma relação, que resulte em uma força de tração com valores iguais ou maiores do

que os encontrados no cálculo desenvolvido à cima, assim quando o veículo estiver

ligado, com a alavanca seletora da transmissão em Drive e a 0Km/h ele não irá andar

para trás.

94

5.6. Conversor de Torque

Segundo Robert Bosch (2004), o conversor hidrodinâmico de torque é uma

transmissão continuamente variável, totalmente automática, praticamente livre de

desgastes, eliminando os picos de vibração e absorvendo as vibrações com grande

eficiência.

Segundo Fischer (2015), o conversor de torque é formado por uma bomba, uma

turbina e um estator, bem como uma embreagem unidirecional. A bomba converte a

energia mecânica em energia cinética. O fluxo de óleo atinge a turbina, na qual a

energia cinética é convertida em energia mecânica novamente. Com a deflexão do

fluxo, o estator causa uma mudança de torque. O torque da bomba é convertido

dependendo do ponto operacional (relação de velocidade da bomba para a turbina).

Neste processo, o torque diferencial é absorvido pelo estator. Como uma conversão

de menos de 1 não é desejada por várias razões, o suporte do estator através de uma

embreagem unidirecional garante apenas o aumento de torque.

Segundo Celso João (2016), o conversor de torque é um “elemento de partida”

da transmissão que:

Permite a rotação do motor quando o veículo está parado;

Permite uma aceleração suave desde a partida;

Compensa o baixo torque em baixas velocidades de um motor de combustão

interna.

As características de desempenho do conversor de troque são descritas nos

seguintes parâmetros:

1. Relação de Rotação

𝐼𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 = 𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑒 𝑆𝑎í𝑑𝑎

𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑒 𝐸𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 (37)

2. Relação de Torque

𝐼𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 = 𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑒 𝑆𝑎í𝑑𝑎

𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑒 𝐸𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 (38)

3. Eficiência

𝐸𝑓𝑖𝑐𝑖ê𝑛𝑐𝑖𝑎 = 𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑒 𝑆𝑎í𝑑𝑎 𝑥 𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑒 𝑆𝑎í𝑑𝑎

𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑒 𝐸𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎 𝑥 𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑒 𝐸𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎= 𝐼𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑥 𝐼𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 (39)

95

4. Fator K

𝐾 = 𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑎 𝐵𝑜𝑚𝑏𝑎

𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑎 𝐵𝑜𝑚𝑏𝑎0,5 (40)

Para caracterizar a condição de funcionamento do motor objetivando a

determinação do desempenho combinado entre o motor e o conversor, um fator

da capacidade 𝐾𝑒 é introduzido:

𝐾𝑒 =𝑅𝑜𝑡𝑎çã𝑜 𝑑𝑜 𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟

√𝑇𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒 𝑑𝑜 𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟=

𝑛𝑒

√𝑇𝑒 (41)

Abaixo, podemos visualizar um exemplo de curva característica de um conversor

de torque, com as curvas de eficiência, relação de torque e o fator K.

Figura 65 – Curvas de eficiência, relação de torque e fator K de um conversor de torque.

Fonte: João, Celso Aparecido. Aula de Conversor de Torque ministradas na FATEC Santo André.

Santo André, 2016. Acesso em 28 de Outubro de 2017.

Para a criação de um gráfico como esse apresentado à cima, adotamos um

modelo de conversor de torque padrão utilizado para veículo de passeio, onde a

relação de torque e de rotação já estão definidos e aplicando os dados característico

do motor 1.0l TSI do Up! é criada e preenchida a seguinte tabela:

96

Tabela 7 – Medição das variáveis do conversor de torque aplicado na transmissão CVT do Up! TSI.

Ponto

Torque

na

Bomba

Rotações

da Bomba

Torque na

Turbina

Rotações da

Turbina

Relação de

Rotação

Relação de

Torque Fator K Eficiência

[Nm] [RPM] [Nm] [RPM] [1] [1] [RPM]/[Nm^0,5] [%]

1 86 800 158,24 0

0,00 1,84 86,26621856 0

2 97 944 174,6 75,52

0,08 1,80 95,84867799 14,4

3 115 1088 200,1 174,08

0,16 1,74 101,4565231 27,84

4 134 1232 225,12 295,68

0,24 1,68 106,42859 40,32

5 151 1376 244,62 440,32

0,32 1,62 111,9772919 51,84

6 165 1520 259,05 608

0,40 1,57 118,3318395 62,8

7 165 1664 249,15 798,72

0,48 1,51 129,5422243 72,48

8 165 1808 240,1928571 922,08

0,51 1,46 140,7526091 74,24142857

9 165 1952 230,9410714 1054,08

0,54 1,40 151,9629939 75,58071429

10 165 2096 221,6892857 1194,72

0,57 1,34 163,1733787 76,58357143

11 165 2240 212,4375 1344

0,60 1,29 174,3837635 77,25

12 165 2384 203,1857143 1501,92

0,63 1,23 185,5941483 77,58

13 165 2528 193,9339286 1668,48

0,66 1,18 196,8045331 77,57357143

14 165 2672 184,6821429 1843,68

0,69 1,12 208,0149179 77,23071429

15 165 2816 175,4303571 2027,52

0,72 1,06 219,2253027 76,55142857

16 165 2960 166,1785714 2220

0,75 1,01 230,4356875 75,53571429

17 165 3104 165 2421,12

0,78 1,00 241,6460723 78

18 165 3248 165 2630,88

0,81 1,00 252,8564571 81

19 165 3392 165 2849,28

0,84 1,00 264,0668419 84

20 165 3536 165 3076,32

0,87 1,00 275,2772267 87

21 165 3680 165 3312

0,90 1,00 286,4876115 90

22 165 3824 165 3556,32

0,93 1,00 297,6979962 93

23 165 3968 165 3809,28

0,96 1,00 308,908381 96

24 162 4112 162 3953,844256

0,9615 1,00 323,0692316 96,1538

25 160 4256 160 4098,689728

0,9630 1,00 336,466343 96,3038

97

26 155 4400 155 4243,9672

0,9645 1,00 353,4165047 96,4538

27 149 4544 149 4389,676672

0,9660 1,00 372,2589847 96,6038

28 144 4688 144 4535,818144

0,9675 1,00 390,6666667 96,7538

29 143 4832 143 4682,391616

0,9690 1,00 404,0721392 96,9038

30 141 4976 141 4829,397088

0,9705 1,00 419,0547959 97,0538

31 139 5120 139 4976,83456

0,9720 1,00 434,272732 97,2038

32 135 5264 135 5124,704032

0,9735 1,00 453,0529852 97,3538

33 130 5408 130 5273,005504

0,9750 1,00 474,3129768 97,5038

34 128 5552 128 5421,738976

0,9765 1,00 490,7321061 97,6538

35 120 5696 120 5570,904448

0,9780 1,00 519,9712813 97,8038

36 116 5840 116 5723,2

0,98 1,00 542,2303875 98

Fonte Autor.

A partir deste gráfico conseguimos desenvolver as curvas características do

conversor de torque do Up! TSI:

Figura 66 – Curva de Razão de Rotação do conversor de torque aplicado na transmissão

CVT do Up!

Fonte: Autor.

Sendo assim, ao multiplicarmos a relação de torque com o torque do motor e a

relação de rotação com a relação de marchas e do diferencial e aplicarmos isso no

cálculo de força trativa, obteremos a seguinte fórmula:

98

𝐹𝑡𝑟𝑎𝑡𝑖𝑣𝑎_𝑟𝑒𝑎𝑙 = 𝑇𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟∗ 𝐼𝑡𝑜𝑟𝑞𝑢𝑒

𝑟𝑑𝑖𝑛∗ 𝑖𝑟𝑜𝑡𝑎çã𝑜 ∗ 𝑖𝑑𝑖𝑓 ∗ 𝑖𝑚𝑎𝑟𝑐ℎ𝑎 ∗ 𝜂 (42)

Dessa forma, obtemos o seguinte gráfico de força trativa real deste veículo:

Figura 67 – Curva de Força Trativa do Up! TSI com transmissão CVT com conversor de

torque.

Fonte: Autor.

5.7. Consumo de Combustível

O trem de força tem uma influência essencial sobre o conforto, o consumo de

combustível e a dinâmica de um veículo. Se, antes, os motores eram o principal foco

de interesse, atualmente a atenção está cada vez mais concentrada nos sistemas de

transmissão. O motor pode ser sempre tão dinâmico e econômico, mas a impressão

geral do trem de força não será percebida como otimizada, se os pontos operacionais

econômicos não puderem ser usados, devido às relações de transmissão disponíveis

ou se a transmissão tiver perda de energia excessiva. Devido ao foco contínuo para

reduzir as emissões de 𝐶𝑂2, existem diferentes abordagens para melhorar o trem de

força e assim conseguir um menor consumo de combustível. O deslocamento de

pontos operacionais significa mudar o ponto operacional do motor usado em uma

99

gama com maior eficiência (baixo consumo de combustível). A proporção de tempo

dos ciclos operacionais em que o motor é operado na gama de baixo consumo

específico de combustível, deve ser o maior possível. A este respeito, são utilizados

dois efeitos:

Motores Downsizing – Redução de deslocamento e aumento simultaneo da

pressão médioa por um turbo compressor. Dessa forma, é possível obter torque

constante com menor de consumo de combustível ou aumentar a potência com

constante consumo de combustível. Consequentemente, este tipo de motor

requer sistemas de transmissão adaptados.

Transmissões com relações mais longas – transmissão com uma relação de

marchas mais longa são utilizadas nos veículo equipados com motores

downsizing. Este sistema faz com que o veículo atinja altas velocidades em

baixas rotações, que estejam dentro da faixa de baixo consumo de

combustível.

A otimização do próprio motor permite a redução das emissões de 𝐶𝑂2. O foco

do desenvolvimento do motor a gasolina é uma redução adicional das perdas do

acelerador em pontos de operação de carga parcial (por exemplo, através de

recirculação de gases de escape, trens de válvulas variáveis ou injeção direta).

Em relação a eficiência energética, qualquer potência ou torque gerados que

não seja usado para o propulsão do veículo deve ser evitado ou reduzido o máximo

possível. Este conceito é aplicado em todo o trem de força do veículo, bem como as

unidades auxiliares, como bomba de direção hidráulica, compressor do ar

condicionado, etc. O sistema start-stop também se enquadra nesta categoria,

desligando o motor quando o veículo estiver parado, assim são evitadas perdas

quando o motor estiver em modo ocioso.

5.7.1. Mensurando o Consumo de combustível

5.7.1.1. Cálculo de Consumo de Combustível de Acordo com Norma

Regulamentadora

Para avaliar e interpretar os valores característicos de consumo de combustível

é necessário ter uma compreensão dos métodos e regulamentos de medição

apropriados. Em particular, as avaliações dos vários tipos de transmissões variam e

100

este fato deve sempre ser levado em consideração na interpretação dos resultados.

Além disso, os valores das diferentes regiões globais não permitem a comparação.

Na Europa, as medições baseiam-se no novo ciclo europeu de condução NEDC,

enquanto na América do Norte o ciclo FTP75 é obrigatoriamente prescrito. No Brasil,

as medições são realizadas de acordo com a Norma ABNT NBR 7024:2010. E,

finalmente, o Japão também usa seus próprios ciclos (10-15). O que todos os ciclos

têm em comum é o fato de que diferentes condições de condução são descritas que

devem traçar os hábitos de condução médios na região respectiva o mais

representativamente possível.

De acordo com a Norma ABNT NBR 7024:2010, para realizar a medição de

consumo de combustível, o veículo é posicionado em um dinamômetro de chassis,

onde serão realizados ensaios simluando ciclos de condução urbanos e rodoviários.

O ambiente do ensaio deve ter característiocas, tais como temperatura, umidade do

ar e pressão atmosférica contreolados.

O veículo dever ser condicionado para os ensaios de acordo com a ABNT NBR

6601, além da preparação de todos os aprelhos que realizarão as medições de

emissão de gases de escape, bem como o próprio dinamametro.

Os ensaios simulando um a condução urbana consistem em fazer com que o

veículo trabalhe no dinamometro o equivalente a uma distância de, aproximadamente,

12 Km em velocidade constante. Este ensaio é realizado com o motor frio e quente. A

média de consumo dos dois ensaios determina o consumo de combustível.

Já os ensaios que simulam condições rodoviárias, o veículo que já deve estar

com o motor em temperatura ideal de trabalho a velocidade que o veículo deve atingir

segue um gráfico contínuo de velocidade em função do tempo, além disso as

sequências de ensaio não repetem regimes de acelração, velocidade de cruzeiro e

desaceleração em magnitudes e combinações varias.

Após o término do ensaio é realizado um cálculo que leva em consideração a

volume de combustível consumido durante o ensaio e a distância efetiva percorrida,

além da temperatura do combustível no tanque e seu coeficiente de dilatação

volumétrica. A fórmula e apresentada da seguinte maneira:

101

𝐶 = 𝑉 𝑥 [1+𝛼 𝑥 (20−𝑇)]

𝐷 𝑥 100 (43)

Onde:

C – Consumo de combustível, em L/100 km;

V – Volume de combustível consumido, em litros (L);

D – Distância percorrida, em quilometros (km);

α – Coeficiente de dilatação volumétrica do combustível, igual a 0,001/°C;

T – temperatura de combustível, em graus Celsius (°C).

5.7.1.2. Cálculo de Consumo de Combustível a Partir dos Dados do

Veículo

Além das medições normatizadas pela ABNT NBR, há uma maneira de

mensurar o consumo de combustível em base de cálculos, a partir dos seguintes

dados:

Curva de consumo específico do motor;

Aerodinâmica do veículo;

Peso do veículo;

Resistência ao rolamento;

Resistência a aceleração.

A curva de consumo específico do motor é obtida a partir do diagrama de torque

e potência do veículo, ela apresenta como o motor consome em todos os regimes de

funcionamento, desde o motor sem carga até a carga total, possibilitando a

identificação da faixa de rotação em que o motor consome menos combustível.

Elas não representam o consumo absoluto do motor, mas o consumo relativo

de combustível por unidade de energia mecânica gerada.

Em algumas versões, os números podem representar valores diretos (para nós,

geralmente expresso em g/kW.h) e em outras versões os valores são relativos ao

consumo ótimo deste motor (representado como 100%).

102

Figura 68 – Exemplos de Curva de consumo específico do motor. A Figura A representa os valores

diretos (g/kW.h) e a figura B representa os valores relativos (100%).

Fonte:http://www.autoentusiastasclassic.com.br/2011/08/pressao-media-efetiva-economia-

potencia.html

Elas representam indiretamente o rendimento deste motor em todas as

possíveis combinações de pressão média efetiva e rotação. Quanto maior o consumo

de combustível, pior o rendimento.

Porém esta informação é sigilosa, sendo caracterizada como segredo industrial

por parte das montadoras.

Levando em consideração todos os meios para mensurar consumo de

combustível de um veículo, abordados anteriormente, chegamos a conclusão que não

é possível definir um valor de consumo de combustível para o Up! TSI com uma

transmissão CVT, uma vez que é necessário a curva de consumo específico do motor

para realizar os cálculos e para efeitos de homologação, por parte da montadora, é

necessário desenvolver um protótipo deste veículo para que sejam realizados os

ensaios de acordo com as normas regulamentadoras.

Entretanto, este projeto de aplicação da transmissão CVT no Up! deve possuir

como parametro uma faixa de consumo entre 13 e 14,5Km/l. Dessa forma, o veículo

conseguirá manter a mesma faixa de consumo que na versão com cambio manual e,

principalmente, se tornará competitiva no mercado, no seguimjento de veículo

compactos automáticos, sendo um dos mais ecônomicos.

103

6. Conclusão

A transmissão continuamente variável é, atualmente, uma das melhores

alternativas de transmissão automática disponíveis no mercado. Referência em

transmissão com alto nível de eficiência energética, a CVT quando bem dimensionada

e calibrada para o motor que ela será acoplada resulta em um veículo confortável,

com boa dirigibilidade e econômico.

Graças a esse alto nível de eficiência as grandes montadoras como a Honda,

Nissan, Mitsubishi, Toyota já adotaram a CVT em todos os seus veículos e futuros

projetos, dessa forma é possível o cumprimento das normas de emissões de

poluentes e de consumo de combustível, bem como os veículos híbridos disponíveis

no mercado nacional, tais como o Ford Fusion Hybrid e o Toyota Prius.

O projeto de desenvolvimento, aplicação e testes de um veículo com

transmissão CVT é um dos mais altos do mercado automotivo, porém seguindo a

ordem do mercado, ao ser aplicado esse tipo de transmissão em todos os modelos de

uma montadora, a grande quantidade de transmissões que serão fabricadas resulta

em uma ligeira redução dos custos.

Da mesma forma irá ocorrer no mercado de pós venda, tornando as

manutenções mais baratas, uma vez que os técnicos em reparação já estarão

preparados para receber veículos com essa transmissão em suas oficinas, graças ao

aumento da gama de cursos de especialização em transmissão CVT que estarão

disponíveis pelo mercado e, também a oferta de peças de reposição originais e

paralelas maiores, que irão baratear os custos para as auto peças.

As novas tecnologias em materiais, bem como a evolução nos sistemas

eletrônicos embarcados e o dimensionamento refinado para cada tipo de motor e

veículo torna a CVT uma das transmissões mais confiáveis atualmente, isso quando

as manutenções preventivas do veículo estão sendo realizadas corretamente.

A aplicação da transmissão CVT no Volkswagen Up! TSI é totalmente viável,

tornando o veículo mais confortável, mantendo uma boa dirigibilidade.

104

Em relação ao consumo de combustível, o projeto tem como objetivo manter

uma faixa de consumo atrativo e competitivo, em relação ao veículos concorrentes

que estão na mesma categoria do Up!.

O veículo terá força de tração suficiente para vencer os aclives e, em conjunto

com o conversor de torque ele conseguirá manter o repouso (velocidade 0km/h), com

o motor ligado sem que o veículo recue antes de partir.

As redes de concessionários Volkswagen estarão preparados para prestar

todos os serviços que envolvem manutenção preventiva e corretiva deste câmbio,

além de conseguir da todo o suporte ao cliente, graças aos cursos ministrados pelo

Pós Vendas que serão realizados antes do lançamento do veículo.

No que se refere aos custos o projeto de aplicação dessa transmissão tem

como objetivo fazer com que o veículo tenha um preço proporcional ao mercado,

ficando na mesma faixa de preço que os demais veículo compactos automáticos

disponíveis entre (R$55 mil e R$58 mil)1.

Este trabalho tende a evoluir para os estudos dos sistemas de transmissão

automática do tipo CVT em veículos híbridos e elétricos, apresentando seu

funcionamento e desenvolvimento, uma vez que esta transmissão se apresenta

possuir a melhor eficiência energética, bem como uma atualização constante do

conteúdo deste trabalho, já que este tipo de sistema passa por constantes

modificações.

1 Valor estimativo, baseado nos valores sugeridos pelas montadoras em seus websites, que possuem

veículos deste seguimento de compactos com transmissão automática, tais como o Chevrolet Onix LT

1.4 2017 Automático (R$56.890,00), o Hyundai HB20 1.6 2017 Automático (R$57.830,00), Ford New

Fiesta 1.6 Automático (R$56.800,00).

105

7. Referências Bibliográficas:

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Figura 6 – Volkswagen Santana 1984. Disponível em

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Março de 2017, às 20h48.

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109

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<http://images.tcdn.com.br/img/img_prod/404475/capo_honda_fit_2003_2004_2005_

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Figura 11 – Emblemas das transmissões automatizadas EasyTronic, I-Motion e

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Figura 12 – Volkswagen Golf DSG e Ford Focus Power-Shift, ambos sistemas de

dupla embreagem. Fonte: Autor.

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Disponível em < http://blogdomoquenco.blogspot.com.br/2012/04/autoplay-tudo-o-

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Figura 15 - Diagrama de Caixa de Velocidades de um Conjunto de Engrenagens

Planetário Simpson. Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive

Transmissions – Fundamental, Selection, Design and Application. Editora Springer,

1999.

Figura 16 - Engrenagem Planetária Ravigneaux. Fonte: Lechner, Gisbert e

Naunheimer, Harald. Automotive Transmissions – Fundamental, Selection, Design

and Application. Editora Springer, 1999.

Figura 17 - Diagrama de Blocos e Perdas de Potência numa Transmissão

Automática (convencional). Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald.

Automotive Transmissions – Fundamental, Selection, Design and Application.

Editora Springer, 1999.

Figura 18 - Diagrama da Caixa de Velocidades: Transmissão Automática de 4

Velocidades (ZF) Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive

110


1999.

Figura 19 - Transmissão Automática de 4 Velocidades (ZF). Fonte: Lechner, Gisbert

e Naunheimer, Harald. Automotive Transmissions – Fundamental, Selection, Design


Figura 20 - Diagrama da Caixa de Velocidades e Fluxo de Potência de uma

Transmissão Automática de 5 Marchas (ZF). Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer,

Harald. Automotive Transmissions – Fundamental, Selection, Design and

Application. Editora Springer, 1999.

Figura 21 - Perfil Qualitativo das Curvas Características de Deslocamento de uma

Transmissão Automática. Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive


1999.

Figura 22 - Diagrama da Transmissão de Energia Hidrodinâmica. Fonte: Lechner,

Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive Transmissions – Fundamental, Selection,


Figura 23 –A) Componentes de um Conversor de Torque B) Padrão de Fluxo. Fonte:



Figura 24 - Ciclo de Fluxo no Conversor com Velocidades de Fluxo para Fluxo

Suave. Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive Transmissions –

Fundamental, Selection, Design and Application. Editora Springer, 1999.

Figura 25 - Características da Embreagem com Base no Exemplo de uma

Embreagem de Veículo Comercial. Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald.



Figura 26 – Curvas Características de um Conversor de Torque. Fonte: Lechner,



111

Figura 27 – Modificando as Características do Conversor de Torque. Fonte: Lechner,



Figura 28 – Curvas Características de um Conversor Trilok. Fonte: Lechner, Gisbert

e Naunheimer, Harald. Automotive Transmissions – Fundamental, Selection, Design


Figura 29 - Três conversores de torque com curva característica diferente. A) Mapa

de performance do motor; B) Consumo de potência máxima C) Eficiência. Fonte:



Figura 30 - Uma versão Trilok do Conversor na figura 18 A) Mapa Operacional do

Motor com Conversor de Torque 3 B) Consumo Máximo de Energia; C) Eficiência.

Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive Transmissions –

Fundamental, Selection, Design and Application. Editora Springer, 1999.

Figura 31 – Os Três Conversores Trilok da Figura 19 a) No Mapa da Turbina; B)

Conversor Trilok 3 no Mapa de Consumo.Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer,



Figura 32 - Efeito do Diâmetro do Conversor a) Mapa Primário b) Consumo de

Combustível. Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive


1999.

Figura 33 – A) Conversor de Torque com D = 370mm; B) Diagrama de Teste do

Conversor. Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive


1999.

Figura 34 - A) Mapa Primário; B) Mapa de Turbina (Mapa Secundário). Fonte:



112

Figura 35 - Algoritmo de Cálculo Manual para Cálculo do Conversor.Fonte: Lechner,



Figura 36 - Conversor de Torque Trilok de Veículo Comercial com Embreagem de

Bloqueio e Roda Livre.Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive


1999.

Figura 37 – Esquema do fluxo de fluido que aciona a engrenagem solar do conjunto

P1, resultando em uma marcha neutra. Fonte: Slides das Aulas ministradas pelo

Professor Celso João, FATEC Santo André.

Figura 38 – Esquema do fluxo de fluido que aciona a solar do conjunto P3,

resultando na relação da 1º marcha. Fonte: Slides das Aulas ministradas pelo


Figura 39 – Representação por triângulo do conjunto P3, para auxiliar no cálculo da

relação da 1ª marcha. Fonte: Autor.

Figura 40 - Esquema do fluxo de fluido que aciona a solar do conjunto P2 e P3,



Figura 41 - Representação por triângulo dos conjuntos P2 e P3, para auxiliar no

cálculo da relação da 2ª marcha. Fonte: Autor.

Figura 42- Esquema do fluxo de fluido que aciona a solar do conjunto P1, P2 e P3,



Figura 43 - Representação por triângulo dos conjuntos P1, P2 e P3, para auxiliar no

cálculo da relação da 3ª marcha. Fonte: Autor.

Figura 44 - Visão Geral de Projetos de uma Transmissão CVT.Fonte: Lechner,



113

Figura 45a - Princípio do Variador Toroidal. Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer,



Figura 46b - Elementos de uma Cadeia de Ligação de Impulso e Princípio de

Operação do Variador. Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive


1999.

Figura 47 - Diagrama da Caixa de Velocidades: "CVT com transmissão de duas

válvulas de duas velocidades montadas na retaguarda" e Diagrama do Perfil de

Relação. Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald. Automotive Transmissions

– Fundamental, Selection, Design and Application. Editora Springer, 1999.

Figura 48 - Diagrama da caixa de velocidades: "CVT com divisão de energia" e

diagrama do perfil de relação. Fonte: Lechner, Gisbert e Naunheimer, Harald.



Figura 49 - Diagrama da caixa de velocidades: "CVT com dois caminhos de

alimentação" e diagrama do perfil da relação. Fonte: Lechner, Gisbert e

Naunheimer, Harald. Automotive Transmissions – Fundamental, Selection, Design


Figura 50 – Transmissão CVT Jatco CVT7 W/R ou Nissan XTRONIC CVT.

Disponível em: < https://www.jatco.co.jp/english/products/cvt/cvt7.html> Acesso em

07 de Maio de 2017, às 20h00.

Figura 51 – Transmissão Multitronic, da Audi em corte. Disponível em <

https://www.audi.de/de/brand/de/neuwagen/layer/technologien/multitronic.html>

Acesso em 07 de Maio, às 20h10.

Figura 52 – Desenho em Corte de uma Transmissão Hydra-Matic, divisão de

Transmissão Automática da General Motors. Acesso em http://www.1954advance-

design.com/Hydra-Matic-rebuild/images/hydra%20matic%20cross%20section.jpg


114

Figura 53 - Anúncio de jornal, de 1949, da Buick apresentando os veículo a

transmissão automática com Dynaflow. Disponível em <

https://upload.wikimedia.org/wikipedia/en/thumb/9/95/Dynaflow.jpg/300px-

Dynaflow.jpg> Acesso em 07 de Maio, às 21h00.

Figura 54 – Transmissão DSG, equipada nos veículos da Volkswagen. Disponpivel

em <

http://www.reparacaoautomotiva.com.br/single-

post/2017/10/31/TRANSMISS%C3%83O-DSG-DE-DUPLA-EMBREAGEM> Acesso

em 07 de Maio, às 21h10.

Figura 55 – Transmissão Continuamente Variável “Variomatic”.

Disponível em

<http://www.dafownersclub.co.uk/uploads/1/0/9/5/10958195/8626753_orig.jpg>


Figura 56 – Desenho da Transmissão CVT ZF Ecotronic CFT30 em corte.

Disponível em < https://maua.br/files/monografias/estudo-das-melhores-praticas-

sobre-a-vantagem-tecnologica-da-transmissao-automatica-de-veiculos-de-

passeio.pdf> Acesso em 13 de Dezembro de 2017, às 20h00.

Figura 57 – Motor EA211 1.0l TSI.

Disponível em <http://blog.carbel.com.br/wp-content/uploads/2016/02/1.0-TSI-Total-

Flex.jpg> Acesso em 13 de Dezembro de 2017, às 20h10.

Figura 58 – Diagrama de Torque e Potência Motor 1.0l TSI – EA211. Disponível em

< https://www.flatout.com.br/up-tsi-e-lancado-como-opcao-de-r-3-100-para-toda-a-

linha-saiba-tudo-sobre-o-motor-turbo-e-conheca-o-speed-up/> Acesso em 20 de

Agosto de 2017, às 13h00.

Figura 59 – Curva característica de funcionamento da transmissão CVT. Disponível

em <https://www.youtube.com/watch?v=kdqt84_3t-k> Acesso em 23 de Outubro de

2017, às 19h30.

Figura 60 – Esquema representando as forças resistivas aplicadas em um veículo,

durante seu movimento. Fonte: Aulas de Dinâmica Veicular Longitudinal, ministradas

pelo Professor Glaucio Santos. FATEC Santo André, 2016.

115

Figura 61 – Curva de força trativa ideal de um veículo. Fonte: Hillier, Vicotr Albert

Walter. Fundamentals of Motor Vehicle Technology. Nelson Thornes, 1991. United

Kingdon

Figura 62 – Curva de Força trativa do Up! TSI com transmissão CVT sem o

conversor de torque. Fonte: Autor.

Figura 63 – Desenho esquematizando a força de resistência a rampa. Fonte: Aulas

de Dinâmica Veicular Longitudinal, ministradas pelo Professor Glaucio Santos.

FATEC Santo André, 2016.

Figura 62 – Capacidade de Aclive por velocidade do Up! TSI com transmissão

CVT.Fonte: Autor.

Figura 65 – Curvas de eficiência, relação de torque e fator K de um conversor de

torque. Fonte: João, Celso Aparecido. Aula de Conversor de Torque ministradas na

FATEC Santo André. Santo André, 2016. Acesso em 28 de Outubro de 2017.

Figura 66 – Curva de Razão de Rotação do conversor de torque aplicado na

transmissão CVT do Up! Fonte: Autor.

Figura 67 – Curva de Força Trativa do Up! TSI com transmissão CVT com conversor

de torque. Fonte: Autor.

Figura 68 – Exemplos de Curva de consumo específico do motor. Disponível em

<http://www.autoentusiastasclassic.com.br/2011/08/pressao-media-efetiva-

economia-potencia.html> Acesso em 25 de Outubro de 2017, às 22h00.

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CENTRO PAULA SOUZA FACULDADE DE TECNOLOGIA DE …fatecsantoandre.edu.br/arquivos/TCC/227-Mecanica/TCC484.pdf · – Relação de engrenagens ... 3.4 Cálculo de Rendimento de uma